Действительный одноступенчатый поршневой компрессор

Размещено на http://www.allbest.ru/

172

Действительный одноступенчатый поршневой компрессор

Цель: Изучить процессы, протекающие в действительном поршневом компрессоре, и их влияние на основные технические характеристики, такие как производительность, работа, мощность, температурный режим, удельные показатели затрат энергии.

1. Метод исследования процессов в действительном компрессоре

Процессы, протекающие в действительном компрессоре намного сложнее, чем в разобранном в теме 2 идеальном компрессоре. В действительном компрессоре имеет место одновременное протекание процессов как теплового, так и газодинамического характера. Все это показывает влияние на производительность и мощность компрессора. Интенсивность процессов в различных точках цилиндра изменяется с течением времени, и эти процессы периодически повторяются при каждом обороте вала компрессора.

Газодинамические и тепловые процессы протекают одновременно и в виду кратковременности их в большинстве случаев начало и конец этих процессов определить невозможно. К тому же, эти процессы связаны между собой, влияют друг на друга, причем степень их взаимного влияния практически трудно установить. Поэтому комплекс процессов и явлений, протекающих в действительном компрессоре, описать математическими зависимостями не представляется возможным.

Метод исследования процессов в действительном компрессоре состоит в следующем. Каждый из таких процессов изучается отдельно, определяется степень его влияния на важнейшие параметры машины (производительность, мощность, температуру), полагая, что другие процессы и явления с исследуемыми не связаны, и в дальнейшем учитывают влияние этого фактора при расчете компрессора.

В рассматриваемой теме этот метод является главным. В начале рассмотрим влияние неучтенных в идеальном компрессоре факторов на производительность и мощность действительного одноступенчатого компрессора, а затем - многоступенчатого компрессора.

2. Факторы, влияющие на процессы в действительном одноступенчатом компрессоре

В одноступенчатом компрессоре, как и в ступени многоступенчатого компрессора, работающих по действительному циклу, в отличие от идеального компрессора имеет место влияние ряда факторов, которые для упрощения не рассматривались при изучении теоретического цикла.

Дадим этим факторам в начале качественную оценку, затем оценим их физическими зависимостями.

1. В идеальном компрессоре отсутствует вредный объем. В действительном компрессоре имеется вредный объем. При движении поршня внутри цилиндра, воздух, находящийся во вредном объеме, не может быть вытеснен из цилиндра. Таким образом, во вредном объеме после окончания процесса нагнетания остается часть газа высокого давления. При обратном движении поршня воздух будет расширяться, и на части хода поршня давление газа в цилиндре будет выше, чем во всасывающем патрубке. Так как компрессоры снабжены самодействующими клапанами, то всасывающие клапаны откроются только в том случае, когда давление в цилиндре будет несколько меньше давления во всасывающем патрубке. Следовательно, процесс всасывания начнется только тогда, когда давление газа вредного объема за счет расширения при перемещении поршня понизится до определенной величины. Объем цилиндра, соответствующий ходу поршня, затраченному на расширение газа высокого давления, оставшегося во вредном объеме, таким образом, будет "потерян". Этот "потерянный" объем будет занят газом, остававшимся во вредном объеме. Компрессор будет засасывать газа меньше на величину объема, затраченного на расширение.

2. В идеальном компрессоре нет потерь энергии при всасывании и нагнетании. В действительном компрессоре имеются гидравлические потери при движении воздуха через клапаны, представляющие местные сопротивления, и трубопроводы. Таким образом, воздух в цилиндре во время всасывания будет иметь меньшее давление, чем во всасывающем патрубке, что скажется на производительности и мощности компрессора. Во время процесса нагнетания за счет потерь давления в нагнетательных клапанах давление газа в цилиндре будет больше, чем давление газа в нагнетательном патрубке. Гидравлические потери во всасывающих и нагнетательных клапанах приводят к уменьшению производительности и увеличению потребляемой компрессором мощности.

Потери давления на гидравлические сопротивления в клапанах будут непостоянными в течение хода движения поршня, так как скорость протекания воздуха в клапанах будет переменна и будет зависеть от переменной скорости поршня.

3. В идеальном компрессоре давление и температура газа в процессах всасывания и нагнетания постоянны. В действительном компрессоре газ, поступающий в цилиндр во время всасывания, нагревается за счет контакта с нагретыми частями крышки цилиндра, клапанов, цилиндра и поршня. Таким образом, температура газа в цилиндре в конце всасывания будет выше, чем температура воздуха во всасывающем патрубке. Воздух в цилиндре в конце всасывания будет иметь меньшую плотность, чем в том случае, если бы подогрева воздуха не было. Следовательно, поступление газа по массе в цилиндр будет меньше, если есть подогрев его при всасывании.

Давление во всасывающем и нагнетательном патрубках в результате периодических процессов всасывания и нагнетания не будет постоянными, а будут колебаться за счет пульсации давления в трубопроводах, примыкающих к патрубкам. Эти колебания давления, усиливающиеся в значительной степени в резонансном режиме, могут значительно влиять на производительность и мощность компрессора.

4. В идеальном компрессоре показатель политропы сжатия постоянен. В действительном компрессоре в процессах сжатия, расширения, нагнетания и всасывания происходит теплообмен между газом и стенками цилиндра, а также крышками цилиндра и поршня. На теплообмен будет оказывать большое влияние тепловая инерция металлических элементов. Таким образом, интенсивность теплообмена будет все время изменяться, т.е. будет изменяться показатель политропы расширения и сжатия. Так, например, при сжатии до определенного момента, пока температура газа меньше температуры стенок цилиндра, тепло от стенок цилиндра будет передаваться газу, т.е. часть сжатия будет идти с подводом тепла, затем при дальнейшем сжатии температура газа становится выше температуры стенок цилиндра и тепло будет отводиться от газа. Следовательно, в начале процесс идет с показателем n k, в конце сжатия n < k .

5. В идеальном компрессоре нет потерь мощности на трение и нет утечек воздуха через неплотности. В реальном компрессоре часть мощности, подводимой к компрессору, расходуется на преодоление трения в местах контакта в цилиндре (например, поршневые кольца - стенки цилиндра, в сальниках и др.), и эта мощность превращается в тепло и частично передается газу, подогревая его.

6. Через неплотности, образующихся в местах контакта (зазоры в сальниках, поршневых уплотнениях и т.д.) газ утекает из рабочей полости или наоборот притекает извне. Следовательно, даже в процессах сжатия и обратного расширения не будет постоянного количества воздуха в цилиндре. Все эти утечки и перетечки через неплотности рабочей полости будут уменьшать производительность и увеличивать удельные затраты энергии на сжатие воздуха.

3. Вредный объем в цилиндре

Вредным объемом называют минимальный объем рабочей полости цилиндра при положении поршня в мертвой точке. Для полости, наиболее удаленной от механизма движения, это объем рабочей полости цилиндра при положении поршня в ВМТ. Другими словами, вредный объем - это объем газа, который не может быть вытеснен из цилиндра поршнем.

Вредный объем состоит из объема цилиндра в зазоре между поршнем и крышкой цилиндра (линейный вредный объем), объемов в каналах, которые служат для сообщения полости цилиндра с запорными элементами клапанов (вредный объем в клапанах), и объемов различных пустот, каналов и выемок в поршне и в цилиндре (дополнительный вредный объем). Практически величина вредного объема цилиндровой полости может быть определена замером количества воды или масла, которое необходимо для заполнения полости цилиндра при положении поршня в ближайшей мертвой точке.

Линейный вредный объем обусловлен тем, что поршень компрессора не может вплотную подойти к крышке цилиндра. По целому ряду причин необходимо иметь зазор между поршнем, находящимся в мертвой точке, и крышкой цилиндра. Допустимые по техническим условиям отклонения размеров деталей механизма движения, поршня и штока позволяют фиксировать положение поршня в мертвых точках лишь с определенным отклонением.

Кроме того, линейный вредный объем предназначен для предотвращения удара поршня о крышку в случае температурных деформаций деталей механизма движения, штока и поршня, а также для компенсации зазоров в подвижных соединениях механизма движения. Таким образом, линейный вредный объем необходим для предотвращения ударов поршня о крышку цилиндра.

Рекомендуется величину зазора между поршнем в МТ и крышкой, обусловливающего вредный линейный объем, выбирать в функции от величины полного хода поршня:

Sл.вр.о. 0,005·S + 0,5 (132)

где S - полный ход поршня, мм.

Рисунок 15 Составляющие вредного пространства

На рис. 15 показаны вредные объемы в клапанах и дополнительные вредные объемы: 1 - объем между поршнем и цилиндром (до первого поршневого кольца); 4 - невытесненный объем газа в кармане под гайку, крепящую поршень; 2 - объем индикаторного канала (канала, через который можно производить замеры в рабочей полости цилиндра); 5 - вредный объем в нагнетательных клапанах; 3 - вредный объем во всасывающих клапанах.

Вредный объем

Vвр= Vл.вр.о + Vкл.вр.о + Vдоп.вр.о

где Vл.вр.о - линейный вредный объем;

Vкл.вр.о - вредный объем в клапанах;

Vдоп.вр.о - сумма дополнительных вредных объемов.

Относительный вредный объем - отношение полного вредного объема к описанному поршнем объему, равному произведению площади поршня на величину хода поршня. Относительный вредный объем обычно измеряют в процентах и обозначают m

(131)

где - для одной полости.

Вредное пространство в цилиндрах двойного действия определяется отдельно для каждой полости.

4. Индикаторная диаграмма действительного компрессора и ее особенности

Индикаторная диаграмма действительного компрессора с правильно отрегулированными клапанами представлена на рис. 16. Всасывающие клапаны открываются в точке d, закрываются в точке а. Открытию нагнетательных клапанов соответствует точка в, закрытию их - точка c. Соответственно этому процесс всасывания изображен кривой d-а, процесс сжатия - a-в, нагнетания - в-c и обратного расширения - с-d.

Процесс всасывания протекает с переменным количеством рабочего тела и при переменных температуре и давлении газа в цилиндре.

Рисунок 16 Индикаторная диаграмма действительного компрессора

Непостоянство давления газа в цилиндре обусловлено переменными гидравлическими сопротивлениями в клапанах в зависимости от хода и скорости поршня и переменной величиной проходного сечения клапана в моменты, когда пластина клапана поднимается или опускается. Температура всасываемого газа повышается из-за нагрева его о горячие стенки цилиндровой камеры и клапана, а также превращения в тепло энергии газа, затрачиваемой на проталкивание газа через клапаны. За счет дроссельных потерь и подогрева состояние газа в конце процесса всасывания в момент закрытия всасывающих клапанов (точка а) не соответствует состоянию газа во всасывающем патрубке (pвс и Твс).

Процесс сжатия газа начинается с момента закрытия всасывающего клапана (т. а) и заканчивается в момент открытия нагнетательных клапанов (т. в). Давление газа в цилиндре в т. в больше, чем давление pн, так как необходим перепад давления для открытия нагнетательных клапанов (для преодоления сил инерции пластины клапана, действия пружины и прилипания пластины к седлу). В первые моменты процесса сжатия средняя температура газа в цилиндре меньше, чем средняя температура стенок цилиндра, так как последние в силу их тепловой инерции еще не успевают остыть после нагрева во время сжатия в предыдущем цикле. В этот период сжатие происходит с подводом тепла от стенок цилиндра и поршня к газу. Из термодинамики известно, что процесс сжатия с подводом тепла характеризуется политропой с показателем, большим, чем показатель адиабаты. При сжатии газа его температура повышается, разность средних температур сжимаемого газа и стенок рабочей камеры уменьшается, уменьшается интенсивность подвода тепла сжимаемому газу, т.е. показатель политропы уменьшается. Когда средняя температура сжимаемого газа сравняется со средней температурой рабочей камеры, теплоотвод от стенок к газу прекратится. Затем при дальнейшем сжатии температура сжимаемого газа увеличивается. Температура же стенок рабочей камеры будет за счет тепловой инерции меньше. Процесс сжатия, таким образом, будет происходить с отводом тепла, т.е. будет характеризоваться политропой с показателем, меньшим, чем показатель адиабаты. Из сказанного следует, что показатель политропы сжатия в действительном компрессоре будет переменным, изменяясь от n k в начале процесса до n < k в конце процесса сжатия.

Процесс нагнетания начинается с момента открытия нагнетательных клапанов (точка в) и заканчивается в момент их закрытия (точка c). Давление газа в цилиндре в процессе нагнетания не постоянно. Переменный характер гидравлических потерь во время нагнетания объясняется теми же причинами, что и переменное значение потерь на всасывании.

Процесс обратного расширения газа высокого давления, оставшегося во вредном пространстве после нагнетания, начинается в момент закрытия нагнетательных клапанов. Аналогично процессу сжатия процесс обратного расширения газа протекает при переменном показателе политропы. В начале процесса расширение происходит при отводе тепла (n k), в конце - с подводом тепла (n < k).

5. Производительность действительного компрессора. Коэффициент подачи

Производительность действительного одноступенчатого компрессора в результате влияния вышеперечисленных факторов меньше производительности идеального компрессора, определяемого описанным поршнем объема.

Это уменьшение оценивается коэффициентом подачи и обозначается :

(132)

где - объемная производительность действительного компрессора;

- теоретическая объемная производительность идеального компрессора, определяемая формулами (72 ) и (73 ) в теме 2.

Укажем, что действительная производительность определяется по массовому расходу воздуха в нагнетательном трубопроводе (например, с помощью диафрагмы), а затем пересчитывается на производительность по условиям всасывания (смотри лабораторную работу № 6).

Коэффициент можно представить также отношением действительной массовой производительности () к массовой производительности идеального компрессора (=).

(133)

Коэффициент подачи показывает, какую часть производительности идеального компрессора составляет производительность действительного компрессора.

Коэффициент подачи, как правило, учитывает влияние пяти факторов:

(134)

где - объемный коэффициент, учитывающий уменьшение производительности действительного компрессора за счет расширения газа, остающегося после нагнетания во вредном пространстве цилиндра;

- коэффициент давления (дросселирования), учитывающий уменьшение производительности за счет уменьшения давления при протекании газа через всасывающие клапаны, т.е. за счет того, что давление в цилиндре в конце всасывания будет меньше, чем во всасывающем трубопроводе;

- температурный коэффициент или коэффициент подогрева, учитывающий уменьшение производительности за счет того, что в цилиндре в конце всасывания температура газа будет выше, чем во всасывающем патрубке;

- коэффициент утечек, учитывающий уменьшение производительности за счет неплотностей рабочей полости;

- коэффициент влажности, учитывающий уменьшение производительности за счет наличия во всасывающем газе водяных паров.

Представление коэффициента подачи в виде сомножителей может быть получено строго на основе баланса энергии. Способ представления коэффициента подачи в виде произведения коэффициентов, каждый из которых учитывает относительное уменьшение производительности за счет какого-либо физического явления, протекающего в действительном компрессоре, используется для всех типов компрессорных машин. Отличным бывает число перемножаемых коэффициентов и их физический смысл. Например, при значительных колебаниях давления во всасывающей системе необходимо учесть влияние этого фактора на наполнение цилиндра воздухом, что может существенно отразиться на производительности компрессора. Поэтому в формулу (134) следует ввести коэффициент , который, как будет показано выше, может быть и больше единицы [2].

6. Влияние вредного объема на производительность. Объемный коэффициент

Следуя принципу, изложенному в начале этой темы, рассмотрим влияние на производительность компрессора только одного фактора, а именно, влияние вредного пространства. Влияние других факторов на производительность пока не учитываем. Индикаторная диаграмма такого компрессора изображена на рис. 17. В отличии от индикаторной диаграммы идеального компрессора (рис. 9) на ней изображена линия 3-4, показывающая процесс расширения воздуха, оставшегося во вредном пространстве, при движении поршня от В.М.Т. Отчетливо видно, что всасывающий клапан открывается не в начале хода поршня, а позже (в т. 4), когда давление в цилиндре сделается равным давлению во всасывающем патрубке, т.е. . Таким образом, объем поступившего в цилиндр «свежего» воздуха будет меньше объема, который описывает поршень . Это приведет к уменьшению производительности действительного компрессора.

Уменьшение объема засасываемого компрессором воздуха учитывается коэффициентом

, (135)

который носит название объемного коэффициента компрессора.

Рисунок 17 Теоретический рабочий цикл компрессора с вредным пространством

Принимая, что расширение воздуха, оставшегося во вредном пространстве, происходит по политропическому закону можно применить его для крайних точек процесса расширения (т.3 и т.4) и написать

, (136)

где n - показатель политропы расширения;

- объем вредного пространства;

- объем в цилиндре в момент открытия всасывающего клапана. Из рис. 17 следует, что

; (137)

. (138)

Из формулы (135)

(139)

Подставляя объемы, выраженные формулами (137), (138) и (139) в формулу (136), получим

. (140)

Сокращая на , получим

(141)

, (142)

откуда

. (143)

Обозначая , где называется степенью повышения давления, получим

. (144)

Из формул (143) и (144) видно, что величина объемного коэффициента компрессора зависит от величины вредного пространства m, степени сжатия воздуха е и показателя политроны процесса расширения воздуха n из вредного пространства.

Пример 1. Найти объемный коэффициент для компрессора, сжимающего воздух от атмосферного давления (показание барометра В = 758 мм рт.ст.) до конечного давления (по манометру), равного 2 кгс/см2. Относительная величина вредного объема = 10%. Показатель политропы расширения = 1,2.

Начальное абсолютное давление

13600 · 9,81 · 0,758 = 101129 .

Конечное абсолютное давление

101129 + 2 · 9,81 · 104 = 297329 .

Степень сжатия

.

Объемный коэффициент по формуле (144)

.

Как видно из формулы (144) и численного значения примера 1, объемный коэффициент есть величина, определяющая степень использования рабочего объема компрессора. Величина оказывает большое влияние на значение коэффициента , поэтому при конструировании новых компрессоров необходимо стремиться к максимальному увеличению в первую очередь за счет уменьшения объема вредного пространства, т.е. . Это достигается наиболее рациональным размещением рабочих клапанов, определение их минимального числа и т.д. В современных компрессорах значение относительного вредного пространства .

компрессор цилиндр давление воздух

7. Определение предельной степени повышения давления воздуха в одной ступени

Зададимся вопросом, во сколько раз можно сжать воздух исходя из наличия вредного пространства и разных термодинамических процессов расширения его из вредного пространства, чтобы компрессор перестал нагнетать воздух во внешнюю сеть?

Как видно из рис. 18, такое положение наступает, когда весь сжимаемый воздух будет умещаться в объеме вредного пространства.

Рисунок 18 Теоретический предел сжатия воздуха в одной ступени

В этом случае компрессор перестанет вовсе засасывать воздух из атмосферы, т.е. и .

На основании уравнения (144) будем иметь

,

откуда теоретически предельная степень сжатия будет

. (145)

Пример 2. Определить теоретический предел степени сжатия в одной ступени при изотермическом и адиабатическом расширении воздуха из вредного пространства, если его относительная величина = 0,05.

1. Изотермическое расширение: = 1, по формуле (145) имеем

.

2. Адиабатическое расширение

;

= 71.

Ранее в теме 2 было показано, что степень сжатия резко ограничивается по температурному фактору, что связано с использованием минерального масла, которое имеет определенную температуру вспышки. Чтобы не допустить возможности взрыва, температура сжатого воздуха в одной ступени для компрессоров общего назначения не должна превышать 170 0С. В этих условиях степень сжатия в одной ступени лежит в пределах 4-5 и для получения большего давления необходимо переходить на двухступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением сжатого воздуха.

При высоких температурах смазочное масло может разложиться на составные части. Легкие погоны масла в смеси с воздухом могут образовать взрывчатую смесь, которая воспламеняется при повышении температуры воздуха или от случайной искры. Взрыв, получающийся в результате воспламенения, приводит к полному разрушению компрессорной установки. На практике неоднократно имели место взрывы в воздушных резервуарах, в цилиндрах компрессоров и в главных магистралях трубопроводов.

Во избежание этого явления необходимо:

применять для смазки цилиндров компрессора специальные компрессорные масла с высокой температурой вспышки;

смазка цилиндров не должна быть слишком обильной;

цилиндры компрессора и промежуточные холодильники должны возможно лучше охлаждаться водой;

в промежуточном холодильнике (между ступенями сжатия) и в резервуаре сжатого воздуха должны быть устроены в самом низком месте спускные краны для масла и воды, осаждающиеся из воздуха при его охлаждении.

8. Влияние вредного пространства на работу компрессора

Теоретический рабочий цикл компрессора с вредным пространством изображен на рис. 19. В конце всасывания в точке 1 начинается сжатие воздуха, занимающего объем при давлении . После сжатия воздуха до давления Р2 открываются нагнетательные клапаны (сопротивлением их пренебрегаем) в точке 2 и происходит выталкивание сжатого воздуха из цилиндра (линия 2-3). В точке 3 нагнетательные клапаны закрываются (поршень находится в ВМТ), при этом во вредном пространстве объемом остается сжатый воздух с давлением Р2.



Рисунок 19 Теоретический рабочий цикл компрессора с вредным пространством

При обратном ходе поршня в точке 3 начинается расширение воздуха из вредного пространства до точки 4; в этот момент, когда сравнялись давления во всасывающем патрубке и в цилиндре (сопротивлением всасывающих клапанов пренебрегаем), открываются всасывающие клапаны и воздух, следуя за поршнем, поступает из всасывающего патрубка в цилиндр. Процесс всасывания показан линией 4-1.

Полная работа компрессора за один цикл (один оборот коленчатого вала) равна алгебраической сумме работ всасывания, сжатия, выталкивания и расширения воздуха:

. (146)

Раньше (см. п. 2.5) было оговорено, что если работа совершается воздухом, ее следует считать отрицательной, а если поршнем - положительной. С этих позиций работа всасывания и работа расширения воздуха из вредного пространства имеют знак (-), работа сжатия и выталкивания знак (+).

Так как в р - V диаграмме площадь под линией процесса выражает в определенном масштабе работу, то рассматривая площади на рис. 19, можем записать следующее.

Полная работа компрессора с вредным пространством равна площади диаграммы CBEF, которая равна разности площадей ABCD и AEFD, т.е.

. (147)

Будем считать, что процесс сжатия протекает по политропе , а процесс расширения .

Полная работа компрессора без вредного пространства определяется формулой [4]:

(148)

В нашем случае из рис. 19

Тогда

(149)

Площадь диаграммы

(150)

Полная работа теоретического цикла компрессора с вредным пространством будет согласно формуле (147)

(151)

Допустим, что законы сжатия и расширения одинаковы, т.е. .

Тогда выражение (151) полной работы компрессора после преобразования примет вид

. (152)

Формула (152) эквивалентна формуле (106)

, (153)

где - объем воздуха, поступивший в цилиндр при всасывании, м3.

Удельная работа компрессора при сжатии 1 м3 воздуха определится выражением

(154)

Из формулы (154) видим, что удельная работа компрессора зависит только от величины политропы n , начального давления Р1 и конечного Р2 и не зависит от наличия вредного пространства.

Отсюда можно сделать вывод, что при одинаковых процессах сжатия и расширения воздуха, т.е. при , вредное пространство не влияет на удельную работу компрессора.

Предоставляем студентам провести исследование вредного пространства на работу компрессора для двух других случаев. Случай 1: когда Случай 2: когда

9. Влияние сопротивления всасывающей системы на производительность компрессора . Коэффициент давления

Всасывающая система поршневого компрессора (рис. 20) состоит обычно из фильтра, всасывающего трубопровода и всасывающих клапанов. В каждом элементе всасывающей системы имеют место потери давления, связанные с преодолением гидравлического сопротивления, оказываемого им при движении воздуха на пути от входа в фильтр и входа его в цилиндр.

Рисунок 20 Схема всасывающей системы поршневого компрессора: 1 - фильтр; 2 - всасывающий трубопровод; 3 - всасывающий клапан.

Давление газа в цилиндре в конце всасывания находится из равенства [1]:

, (155)

где - давление всасывания;

- потеря давления в фильтре;

- потеря давления в трубопроводе;

- потеря давления во всасывающих клапанах.

Общие потери

. (156)

Таким образом, из-за гидравлических потерь на всасывании давление газа в цилиндре в конце процесса всасывания будет на величину меньше.

Потерю давления можно представить в виде

. (157)

Значение рекомендуется принимать равным 0,05 [1].

Уменьшение давления в цилиндре в конце всасывания на величину ведет к уменьшению плотности воздуха, находящегося в цилиндре в момент закрытия всасывающих клапанов, а следовательно, и массы воздуха, которая после компрессора (если пренебречь утечками внутри компрессора) поступит в нагнетательный трубопровод. Это отразится на уменьшении объемной производительности, пересчитанной на условия всасывания.

Уменьшение производительности компрессора за счет потерь давления газа во всасывающей системе характеризует коэффициент давления (его еще называют коэффициентом дросселирования) , который определяется по упрощенной формуле [1]

. (158)

В первых ступенях компрессора, если давление всасывания равно или близко к атмосферному, среднее значение коэффициента давления

.

В ступенях высоко давления значение следует принимать в пределах .

Рассмотренная выше физическая картина справедлива для стационарного движения воздуха, которая для всасывающих систем поршневых компрессоров не соответствует действительности. При работе поршневых компрессоров в результате периодических процессов всасывания во всасывающей системе возникают колебания давления воздуха, отражающиеся на полноте наполнения цилиндра воздухом. Влияние этих колебаний может существенно повысить или понизить давление в цилиндре в момент закрытия всасывающих клапанов и производительность компрессора, в случае положительного влияния амплитуды и фазы колебания, может быть повышена на 15-20 % [2]. В этом состоит сущность так называемого акустического или резонансного наддува, теория и практика использования которого будет рассмотрена в последующих частях курса.

10. Индикаторный коэффициент всасывания

Индикаторным коэффициентом всасывания называется отношение отрезков и (рис. 16).

. (159)

Индикаторный коэффициент всасывания может быть получен непосредственно из снятой экспериментальным путем индикаторной диаграммы. Это обусловило название коэффициента. Для определения его достаточно провести на индикаторной диаграмме линию, соответствующую давлению и замерить отрезки и .

Индикаторный коэффициент всасывания можно выразить через и :

. (160)

Таким образом, индикаторный коэффициент всасывания определяет уменьшение производительности компрессора за счет двух факторов: влияние вредного объема и сопротивления всасывающего тракта компрессора и не отражает влияние подогрева воздуха при всасывании, а также другие скрытые (не отраженные на индикаторной диаграмме) процессы, уменьшающие производительность, компрессора.

11. Влияние подогрева воздуха при всасывании на производительность компрессора. Коэффициент подогрева

Причинами подогрева воздуха при всасывании являются:

1. Разность температур всасываемого газа и деталей цилиндра и поршня.

2. Превращение энергии, затрачиваемой на преодоление сопротивления всасывающих клапанов, в тепло.

3. Смешение вновь поступающего воздуха в цилиндре с горячим воздухом, оставшимся во вредном пространстве.

Повышение температуры воздуха в цилиндре при всасывании в зависимости от быстроходности компрессора и системы охлаждения лежит в пределах 10-30 °С [3].

Как и при уменьшении давления, увеличение температуры ведет к уменьшению плотности газа, а следовательно, к уменьшению массового количества газа в цилиндре к началу его сжатия. Это обстоятельство приводит к уменьшению производительности компрессора.

В конструкции компрессоров следует избегать контакта всасываемого газа с горячими стенками нагнетательной полости. Ранее нами было установлено, что подогрев газа при всасывании увеличивает работу, необходимую для сжатия и перемещения газа, т.е. подогрев газа при всасывании ухудшает и энергетические характеристики компрессора.

Таким образом, уменьшение производительности действительного компрессора пропорционально уменьшению массы газа, поступившего в процессе всасывания в цилиндр, т.е. пропорционально уменьшению плотности газа в цилиндре, вызванному подогревом. Отсюда коэффициент подогрева

, (161)

где - температура воздуха во всасывающем патрубке компрессора (перед всасывающими клапанами), єК;

- температура воздуха в цилиндре в конце всасывания (в момент закрытия всасывающих клапанов), єК.

Определить условную температуру расчетным способом чрезвычайно трудно. Рекомендуют определять коэффициент подогрева по уравнению [1]

, (162)

где - степень повышения давления воздуха в цилиндре, равная отношению давлений в нагнетательном и всасывающем патрубках.

12. Влияние неплотностей рабочей полости цилиндра на производительность компрессора

Имеющиеся неплотности в рабочей полости компрессора вызывают утечки и перетечки воздуха, что отражается на снижении производительности и на повышении удельной мощности компрессора.

К неплотностям рабочей полости компрессора следует отнести:

1. Неплотность между поршнем и цилиндром. Для устранения утечек в зазоре между поршнем и цилиндром применяются уплотнительные поршневые кольца, однако всегда имеется зазор, через который газ протекает из области высокого давления в область низкого давления (рис.21).

Рисунок 21 Места утечек и перетечек воздуха в действительном компрессоре: 1 - утечки, 2 - перетечки

В компрессоре простого действия негерметичность в уплотнении поршня по цилиндру приводит к утечкам во время процессов сжатия, нагнетания и обратного расширения. Это необратимые потери газа и поэтому производительность компрессора уменьшается. В цилиндре двойного действия (а именно такие применяются в стационарных компрессорах) негерметичность между поршнем и цилиндром приводит к перетечкам газа из одной рабочей полости в другую. При этом потерь газа нет, но так как перетечки занимают определенный объем в рабочей полости цилиндра, уменьшая количество всасываемого воздуха, это в конечном счете отражается на уменьшении действительной производительности компрессора.

При удовлетворительном состоянии поршневых уплотнительных колец через поршневое уплотнение протекает от 0,5 до 3 % количества всасываемого воздуха.

2. Неплотность в сальниковых уплотнениях снижает производительность компрессора из-за утечек сжимаемого воздуха через зазоры в этих уплотнениях. Сальники современных конструкций допускают утечки в них не более 0,1 % производительности компрессора. Однако в поршневых компрессорах устаревших конструкция, таких как 2ВГ, 55В, особенно с высоким штоком, утечки в сальниковых уплотнениях могут быть значительно больше (до 5 %) паспортной производительности.

3. Неплотности в клапанах, как всасывающих, так и нагнетательных, приводят к уменьшению производительности. Если негерметичен всасывающий клапан, то при сжатии и нагнетании часть газа будет проталкиваться во всасывающий патрубок и не поступает к потребителю. Если негерметичен нагнетательный клапан, то при обратном расширении газа и при всасывании воздух из нагнетательного патрубка будет просачиваться в цилиндр, препятствуя поступлению "свежего" воздуха при всасывании. Просачивание газа из нагнетательного патрубка в цилиндр равносильно увеличению вредного объема.

Следует заметить, что клапаны работают в режиме, сопровождающемся ударами и вибрациями клапанных пластин, поэтому они часто ломаются, увеличивая утечки газа. Неисправности клапана отчетливо отражаются на форме индикаторных диаграмм, которые могут служить незаменимым средством для диагностики компрессора, работающего в производственных условиях. На практике повышенную негерметичность всасывающих клапанов часто определяют на ощупь: из-за утечки горячего воздуха температура крышки неисправного всасывающего клапана выше температуры нормально действующего клапана.

Уменьшение производительности из-за утечек и перетечек через неплотности оценивается коэффициентом утечек ут и при современных конструкциях уплотнений в компрессорах может приниматься равным

ут= 0,96 - 0,98

Неправильная эксплуатация и плохое качество клапанов могут привести к уменьшению коэффициента утечек до значения

ут=0,7 - 0,8

13. Влияние влажности всасываемого воздуха на производительность компрессора

Всасываемый воздух всегда содержит пары воды, количество которых зависит от температуры воздуха и относительной влажности . При сжатии воздуха, когда повышаются давление и температура, величина уменьшается, так как влияние температуры сильнее. Последующее охлаждение газа в концевом холодильнике увеличивает относительную влажность и при определенных условиях может привести к конденсации водяных паров из сжатого воздуха.

Сконцентрированная влага удаляется из сжатого воздуха частично во влагоотделителе, а частично и в нагнетательном трубопроводе.

Следовательно, занимая в цилиндре при всасывании часть объема, водяные пары, которые затем удаляются, уменьшают действительную производительность компрессора.

Уменьшение производительности компрессора за счет влажности всасываемого воздуха учитывается коэффициентом влажности вл. Обычно величина коэффициента вл близка к 1, однако при применении внутреннего охлаждения, например, при впрыске воды в цилиндр в процессе всасывания, коэффициент вл может значительно отличаться от 1.

14. Индикаторная мощность компрессора. Среднее индикаторное давление

Индикаторной мощностью называется внутренняя мощность, затрачиваемая на осуществление действительного процесса. Она учитывает все затраты энергии на всасывание, сжатие, нагнетание и обратное расширение газа и не учитывает затраты энергии на преодоление механического трения в контактных парах (поршень-цилиндр, шток-сальник и т.п.), в подшипниках,. пальцах и др.

Для определения индикаторной (внутренней) мощности работающего компрессора служат индикаторные диаграммы, записанные индикатором для каждой полости цилиндров всех ступеней.

Индикаторная мощность компрессора является суммой индикаторных мощностей всех полостей, в которых происходят рабочие процессы, т.е.

Nтнд.к = Ni (163)

Определение индикаторной мощности с помощью индикаторной диаграммы производят по среднему индикаторному давлению pинд, под которым понимают условное постоянное давление в рабочей полости цилиндра, преодолевая которое в течение хода от одной мертвой точки до другой, поршень совершает работу, равную работе, рассчитанной по индикаторной диаграмме.

Если заменить всю площадь индикаторной диаграммы в координатах p-V площадью равновеликого прямоугольника с основанием, равным длине индикаторной диаграммы, то высота этого прямоугольника и будет являться средним индикаторным давлением pинд, выраженной в единицах давления.

Рассмотрим определение среднего индикаторного давления рабочего процесса, индикаторная диаграмма которого представлена на рис. 22.

Площадь индикаторной диаграммы действительного компрессора (рис. 22) ограничена линиями с характерными точками a, М2, c, М1 и равна Fi (см2). (Эту площадь можно определить планиметром или подсчитать, воспользовавшись миллиметровой бумагой). Деля эту площадь на длину l (см) индикаторной диаграммы, получаем высоту равновеликого прямоугольника hi , т.е.

, см (164)

Рисунок 22 К определению среднего индикаторного давления

Таким образом, площадь прямоугольника FABDE (заштрихована) и площадь индикаторной диаграммы Fi равны, следовательно равны и работы, выражаемые этими площадями.

Зная hi и масштаб давления mp (указывается в паспорте индикатора для каждой индикаторной пружины), определим численное значение среднего индикаторного давления.

Ринд= mp . hi (165)

Исходя из определения среднего индикаторного давления, легко найти индикаторную мощность

, кВт (166)

где pинд - среднее индикаторное давление, Н/м2;

Fn - рабочая площадь поршня, м2;

S - ход поршня, м;

n - частота вращения коленчатого вала компрессора, об/с.

Если среднее индикаторное давление выражено в кгс/см2 , а n - об/мин, то формула (166) для определения индикаторной мощности в кВт приобретает вид

Nинд=1,634 . Pинд . Fn . S . n (167)

(Учащимся рекомендуется определить, из каких соображений в формуле появился сомножитель 1,634).

По формулам (166) и (167) определяют индикаторную мощность действительного компрессора по данным эксперимента.

При проверочных расчетах и при проектировании индикаторную мощность Nинд действительного компрессора подсчитывают по уравнению

 (168)

где VТ - теоретическая производительность, м3/с;

Дp1 и Дp2 - потери давления соответственно во всасывающих и нагнетательных клапанах, Н/м2;

(169)

Отличие от 0 состоит в том, что 0 определяется по политропе конечных параметров, в то время как определяется по эквивалентной политропе [1].

15. Баланс мощности в действительном компрессоре

Мощность , подводимую к валу компрессора, можно записать в виде суммы

, (170)

где - индикаторная мощность; - мощность, необходимая для преодоления механического трения; - мощность, необходимая для привода вспомогательных механизмов, подсоединяемых к коленчатому валу: масляного насоса, лубрикатора, вентилятора охлаждения и т.д.

Если присутствует передача энергии от двигателя к компрессору (муфта, редуктор, клиноременная передача и т.д.), то для привода компрессора требуется двигатель, мощность на валу которого

, (171)

где - мощность, теряемая в узлах передачи.

Мощность, теряемая на трение в механизме движения и в цилиндре поршневого компрессора складывается из мощности трения шеек коленчатого вала в коренных подшипниках , мощности трения шатунных шеек коленчатого вала в подшипнике разъемной головки шатуна , мощности трения в подшипнике поршневого или крейцкопфного пальца , мощности трения крейцкопфа или ползуна о направляющую , мощности трения поршня о стенки цилиндра , мощности трения поршневых колец о стенки цилиндра , мощности трения в сальниках штока :

, (172)

Распределение мощности трения между составляющими зависит от многих факторов. Ориентировочно считают это распределение следующим [1]:

В заключении следует сказать, что мощность трения зависит от температуры смазочного масла в компрессоре и частоты вращения коленчатого вала. С повышением температуры вязкости мала снижается и уменьшается работа трения. Например, для бескрейцкопфных компрессоров при повышении температуры масла в картере на 10 єС работа трения уменьшается на 10 - 15%. Что касается влияния частоты вращения коленчатого вала, то согласно опытным данным работа трения растет приблизительно увеличению частоты вращения вала в степени 1,5 - 1,8 [1].

16. Коэффициенты полезного действия одноступенчатого компрессора

Как известно, к.п.д. (коэффициент полезного действия) применительно к машинам представляет собой отношение полезной работы машины к затраченной и в этом состоит его общепринятое энергетическое содержание.

Однако для оценки эффективности компрессора объемного типа, и в частности, поршневого с интенсивным охлаждением, такое понятие к.п.д. мало применимо. Поясним это следующим примером. При сжатии воздуха часть затраченной работы теряется в виде тепла, уносимого охлаждающей водой. Вместе с тем нельзя считать, что эта часть работы теряется бесполезно, так как с увеличением количества тепла, отводимого от воздуха, уменьшается полная работа, затрачиваемая на сжатие его. Этот пример показывает, насколько условно разделение полной работы компрессора на полезную и бесполезную части.

В теории компрессорных машин принято энергетическое совершенство компрессоров оценивать относительным термодинамическим к.п.д., представляющим собой отношение мощностей эталонных (наиболее эффективных) компрессоров данного типа к действительным политропным мощностям.

Эталонный компрессор должен быть поставлен в те же самые условия работы, в которых находится действительный компрессор, чье энергетическое совершенство оценивается, т.е. эталонный и оцениваемый действительный компрессоры должны иметь одинаковые производительности, давления всасывания и нагнетания, температуру всасываемого воздуха, род сжимаемого газа и т.д.

В качестве эталонных компрессор чаще всего используются идеальные компрессоры с изотермическим или адиабатическим сжатием. В этих случаях к.п.д. носит название изотермического к.п.д. или адиабатического соответственно.

В зависимости от того, какой тип компрессора принят за эталонный, различают изотермический индикаторный к.п.д. (зиз.инд) и адиабатический индикаторный к.п.д. (зад.инд)

Отношение мощности идеального изотермического компрессора к индикаторной мощности действительного компрессора или отношение соответствующих работ называют изотермическим индикаторным к.п.д.

(173)

Отношение мощности идеального адиабатического компрессора к индикаторной мощности действительного компрессора или отношение соответствующих работ называют адиабатическим индикаторным к.п.д.

(174)

По имеющимся индикаторным диаграммам индикаторная мощность компрессора определяется по формулам (166) или (168). Мощности идеального компрессора Nиз и Nад определяются по соответствующим формулам (90) и (104 ) (п. 2).

Еще раз подчеркнем, что индикаторные к. п. д. не являются к.п.д. в общепринятом значении этого понятия, а представляет собой степень приближения действительного цикла к теоретическому, принятому за эталонный по затратам энергии. Как видно из определений и уравнений, индикаторные к.п.д. не учитывают потерь мощности, имеющих место в узлах трения механизма движения.

Исходя из содержания индикаторного к.п.д., можно сделать вывод, что по своему значению индикаторный адиабатический к.п.д. зад.инд должен быть выше индикаторного изотермического к.п.д. зиз.инд, так как действительный процесс современных поршневых компрессоров, отличающихся быстроходностью, в большей степени приближается к адиабатическому чем к изотермическому процессу. Действительно, по данным ряда исследователей [3] значения индикаторных к.п.д. составляют:

зад.инд = 0,88 - 0,95, а зиз.инд=0,7 - 0,8.

Для оценки потерь мощности на механическое трение используют механический к.п.д. змех компрессора, представляющий отношение индикаторной мощности компрессора к мощности на валу коленчатого вала Nk , т.е.

. (175)

Таким образом, механический к.п.д. компрессора оценивается совершенством конструкции механизма движения компрессора с точки зрения энергетических потерь.

Величина механического к.п.д. зависит от производительности и конструкции компрессора, змех = 0,8 - 0,95.

Все потери мощности, как внутренние (в рабочей полости цилиндра), так и внешние (на механическое трение), могут быть оценены полным или эффективным к.п.д., представляющим собой отношение мощности идеального компрессора к мощности на валу действительного компрессора, т.е.

. (176)

Так как мощность идеального компрессора может быть определена по изотермическому циклу или по адиабатическому, то различают полный к.п.д. компрессора при изотермическом сжатии зк.из и при адиабатическом сжатии зк.ад.

, (177)

. (178)

Полный к.п.д. связан с индикаторным и механическим к.п.д. соотношениями

, (179)

, (180)

Таким образом, полные или эффективные к.п.д. оценивают совершенство всего компрессора в целом.

У существующих одноступенчатых компрессоров значения полных к.п.д. находятся в пределах зк.из = 0,6 - 0,7, а зк.ад=0,8 - 0,85 [1].

Диаграмма баланса мощностей (рис. 23) дает наглядное представление об изменении мощности в компрессоре и может служить ориентиром для определения и о взаимосвязи всех названных выше к.п.д.

16. Определение мощности одноступенчатого компрессора и приводного двигателя

Мощность, подводимая на вал компрессора, определяется затратами энергии на проведение в рабочем пространстве цилиндров термодинамического процесса сжатия газа (эту часть затрат оценивает индикаторная мощность Nинд), на преодоление механического трения в конструктивных узлах, и на привод вспомогательных механизмов (эту часть затрат учитывает механический к.п.д. компрессора).

Следовательно, мощность, необходимая на валу компрессора, определяется формулой

(181)

Для действующего компрессора индикаторная мощность для каждой полости цилиндра, в которой происходит сжатие, определяется по индикаторной диаграмме по формуле (166). Для проверочного расчета и при проектировании индикаторную мощность Nинд следует определять по формуле (168) или по формуле [2]:

, (182)

где - среднее давление в цилиндре в процессе всасывания, МПа, определяемое по формуле:

= (1-двс)·p1, (183)

где p1 - номинальное давление во всасывающем патрубке, МПа;

двс - относительная потеря давления на всасывании, определяемая по формуле:

, (184)

где А = 2,66 - коэффициент, учитывающий совершенство компрессора [1]; дф - относительная потеря давления в фильтре, равная 0,005; Vn - рабочий объем цилиндра, м3; 0 - объемный коэффициент компрессора, определяемый по формуле:

, (185)

где ец - относительное повышение давления в цилиндре, определяемое по формуле:

, (186)

где - среднее давление в цилиндре в процессе нагнетания, МПа, определяетя по формуле:

= (1+дн) p2, (187)

где p2 - номинальное давление в нагнетательном патрубке, МПа;

дн - относительная потеря давления в нагнетательных клапанах, определяемая по формуле:

, (188)

Для многоступенчатого компрессора, который в первом приближении представляет собой совокупность одноступенчатых компрессоров, индикаторная мощность будет равна сумме индикаторных мощностей ступеней, т.е. реализуется равенство (23).

Мощность электродвигателя, соединяемого непосредственно с компрессором, выбирается с запасом 10-15 %, т.е.

Nэд = (1,1 - 1,15) Nк, (189)

Запас мощности двигателя необходим на случай непредусмотренных эксплуатационных перегрузок, увеличенных пусковых нагрузок и повышения нагрузки, вызванной снижением к.п.д. агрегата при наработке.

17. Параметры и основные размеры одноступенчатого компрессора

Основными величинами, определяющими размеры самого компрессора, являются: диаметр цилиндра D, полный ход поршня S, диаметр штока dшт, частота вращения коленчатого вала n. Объем, описываемый поршнем в единицу времени в рабочей полоти цилиндра, определяется основными параметрами D, S, dшт, n.

Определяющими параметрами являются: относительная величина вредного объема m, средняя скорость поршня Сп, отношение хода поршня к диаметру цилиндра ш = S/D, максимальное ускорение поршня j или пропорциональный ему параметр ускорения S·n2, отношения проходного сечения в клапанах к площади поршня. Указанные параметры определяют производительность, мощность, темп износа трущихся поверхностей и т.д.

Для определения основных размеров действительного компрессора необходимо знать величины, которые характеризуют условия работы компрессора, а именно: давление всасывания pвс, давление нагнетания pн, температуру всасывания Твс, условия охлаждения и род сжимаемого газа.

Очень важным параметром при конструировании компрессора является средняя скорость поршня Сп.

Из курса ТММ известно, что при наличии кривошипно-шатунного механизма, поршень движется практически по закону синусоиды, т.е. неравномерно. В мертвых точках его скорость равна нулю, а в промежутке между ВМТ и НМТ скорость поршня достигает максимального значения. Для расчета поршневых компрессоров целесообразно использовать условную величину средней скорости поршня Сп.

Под средней скоростью поршня Сп понимают такую условную постоянную скорость поршня, при которой поршень прошел бы за время одного оборота коленчатого вала путь, равный расстоянию, который он проходит в действительности.

Средняя скорость поршня Сп (м/с) подсчитывается из следующих соображений.

За один оборот поршень пройдет путь

,

а за n оборотов (об/с)

L = 2 . S . n, м/с (190)

Следовательно, средняя скорость поршня будет равна численно L, т.е.

Сп =2 . S . n, (191)

Через среднюю скорость поршня Сп можно определить скорость газа V в любом сечении газового тракта, используя уравнение неразрывности

Сп Fп= V f, (192)

где Fп - площадь поршня;

f - площадь проходного сечения.

Можно полагать, что скорость газ в любом сечении газового тракта изменяется по такому же закону, как и скорость поршня.

Поэтому скорость газа V в сечении газового потока определяется по формуле

, (193)

Потери давления в газовой коммуникации компрессора связаны с величиной средней скорости. Чем больше средняя скорость поршня, тем больше потери давления в газовом тракте из-за гидравлических сопротивлений.

Вот почему средняя скорость поршня является одним из важных параметров поршневого компрессора.

Более того, средняя скорость поршня связана с интенсивностью износа трущихся деталей. Очевидно, что чем больше средняя скорость Сп, тем больше путь трения и больше, следовательно, износ в единицу времени. Отсюда следует вывод, что если допустимые для данного уровня развития техники значение Сп превышено, то и потери давления в газовых коммуникациях, а следовательно, и потери мощности и темпы износа могут быть выше допустимых. Таким образом можно прийти к заключению, что допустимая максимальная скорость Сп должна соответствовать определенному уровню состояния техники, определяющему качество материалов, совершенство конструкции газовых коммуникаций, механизма движения и т.д.

...