Кпд компрессоров.

В энергетике под КПД обычно понимают отношение полезно используемой энергии ко всей затраченной. И чем выше процент полезно используемой энергии из всего её затраченного количества, тем выше КПД. В случае компрессорных машин такое определение КПД оказывается неприемлимым.

Поэтому для оценки степени совершенства реальных компрессорных машин их сравнивают с идеальными. При этом для охлаждающих компрессоров вводится изотермический КПД:

ηиз = lиз / lд =Nиз/Nд

где:

lиз - работа на привод идеального компрессора при изотермическом сжатии,

lд - действительная работа на привод реального охлаждаемого компрессора,

Nиз,Nд - соответствующие мощности приводных двигателей;

Степень повышения давления в компрессорах.

В многоступенчатых компрессорах вводится понятие степени повышения давления.

Х = Р2/Р1 = Р4/Р3 = Р6/Р5 = const

где:

Р - давление сжатого воздуха перед ступенью,

Х - степень повышения давления.

Если компрессор имеет z ступеней, то повышение давления в каждой ступени определяется по формуле:

Х = (Р2z / Р1)

где

Р2z - давление сжатого воздуха за последней ступенью компрессора,

Р1 - давление сжатого воздуха перед первой ступенью.

5-5. Понятие о КПД нагнетателя и теплового двигателя

Для оценки эффективности процесса сжатия в нагнетателях используются несколько показателей. Большинство из них составляется по принципу относительных КПД, т.е. отношения работы, затраченной в идеальном процессе _lид сжатия, к работе действительного процесса .

При условии Т=const минимальная работа сжатия определяется работой .

Для условия q_o.c=0 работа, подведенная к компрессору, может быть выражена разностью энтальпий действительной в конце сжатия и начальной l_k=h₂-h_1.

Формулы дают точное решение только для идеального газа. В многоступенчатых неохлаждаемых компрессорах η_ад с ростом числа ступеней уменьшается вследствие того, что потери предыдущих ступеней повышают температуру на входе в последующие ступени и, следовательно, приводят к росту работы, затрачиваемой в компрессоре. В практической инженерной деятельности для оценки таких машин используются политропные КПД

ηпол=lпол/lk

Понятие о КПД теплового двигателя

Назначение теплового двигателя — производить меха­ническую работу. Но только часть теплоты, полученной двигателем, затрачивается на совершение работы. Отношение механической работы, совер­шаемой двигателем, к израсходованной энергии называет­ся коэффициентом полезного действия двигателя (к. п. д.).

5-6. Поршневые компрессоры: схемы и применение

Поршневым называют компрессор, у которого поршень совершает в цилиндре возвратно-поступательные движения.

Принципиальная схема поршневого компрессора (рис. 3.1) включает цилиндр 1, поршень 2, всасывающий 3 и нагнетательный 4 клапаны, шток 5 и кривошипно-шатунный механизм, состоящий из крейцкопфа 6, шатуна 7 и кривошипа 8.

Рабочий процесс в поршневом компрессоре осуществляется за четыре этапа:

1. расширение газа во вредном пространстве цилиндра компрессора (в клапанах и околоклапанном пространстве, в зазоре между крышкой цилиндра и плоскостью АА, соответствующей крайнему положению поршня);

2. всасывание (расширение и всасывание происходят при движении поршня от плоскости АА до плоскости ВВ на длине хода поршня s; при этом всасывающий клапан открывается не сразу, а лишь после того, как газ, находящийся во вредном пространстве цилиндра, расширится, и его давление станет меньше давления во всасывающей линии, в этот момент откроется клапан 3, и газ начнет поступать в цилиндр компрессора);

3. сжатие (происходит при движении поршня от плоскости ВВ до плоскости СС);

4. нагнетание (происходит при движении поршня от плоскости СС до плоскости АА; нагнетание газа в трубопровод начинается тогда, когда давление газа в цилиндре превысит давление в нагнетательной линии, в этот момент откроется клапан 4, и газ начнет поступать в трубопровод).

Применяется:

- в бытовых и промышленных условиях как источник сжатого воздуха для пневмоинструментов. Компрессоры для покрасочных работ

- для опрессовки водяных и газовых труб.

- в медицине

- в ДВС

5-7. Область применения различных типов тепловых двигателей

Тепловые двигатели – это машины, в которых тепловая энергия рабочей среды преобразуется в механическую работу.

Тепловые двигатели :

1. Турбины:

- паровые

- газовые

2. Двигатель внутреннего сгорания

- дизельный

- бензиновый

- карбюраторный

- инжекторный

3. Двигатель Стирлинга

4. Ракетные

5. Гибридные

Паровые турбины используются в качестве первичных двигателей промышленных когенерационных установок в течение многих лет. Пар, образующийся в паровом котле, расширяясь, под высоким давлением проходит через лопатки турбины. Турбина вращается и производит механическую энергию, используемую генератором для производства электричества.

Газовая турбина, тепловой двигатель непрерывного действия, в лопаточном аппарате которого энергия сжатого и нагретого газа преобразуется в механическую работу на валу. Нагревание сжатого газа может осуществляться в камере сгорания, ядерном реакторе и др. Г. т. представляет собой ряд последовательно расположенных неподвижных лопаточных венцов соплового аппарата и вращающихся венцов рабочего колеса, образующих её проточную часть. Сопловой аппарат в сочетании с рабочим колесом составляет ступень турбины. Ступень состоит из статора, в который входят неподвижные детали (корпус, сопловые лопатки, бандажные кольца), и ротора, представляющего собой совокупность вращающихся частей (рабочие лопатки, диски, вал).

Двигатель Стирлинга - двигатель внешнего сгорания и поэтому значительно отличается от традиционных двигателей внутреннего сгорания, где топливо сжигается внутри установки. Тепло поставляется двигателю Стирлинга внешним источником, таким как горючий газ (burning gas), и это заставляет рабочую жидкость, например гелий, расширяться и двигает один из двух поршней внутрь цилиндра. Этот поршень называется рабочим. Второй поршень, известный как вытеснитель (displacer), затем перемещает газ в холодную зону, где он снова сжимается рабочим поршнем. Вытеснитель затем перемещает сжатый газ или воздух в горячую область и цикл продолжается.

В двигателе внутреннего сгорания топливо сгорает внутри цилиндров и тепловая энергия, выделяющаяся при этом, преобразуется в механическую работу. Рабочим циклом называется совокупность процессов, периодически повторяющихся в определенной последовательности

Двигатель состоит из кривошипно-шатунного и газораспределительного механизмов и систем охлаждения, смазки, питания и зажигания.

5-9. Потери тепла и энергии в турбинной ступени

Потери паровой турбины можно разделить на две группы: внутренние и внешние.

Внутренние потери непосредственно влияют на измене­ние состояния рабочего тела при его расширении в турбине и снижают располагаемый теплоперепад. К ним относятся

- потери кинетической энергии в соплах (Δh_c) и на рабочих ло­патках (Δh_л), вызванные трением потока о стенки, завихрения­ми и т.п. Эта энергия превращается в теплоту и повышает теп­лоту рабочего тела в конце процесса по сравнению с течением без потерь;

- потери кинетической энергии в выходной скоростью отрабо­тавшего рабочего тела (Δh_вых);

- вентиляционные потери при парциальном подводе пара (Δh_р ), когда сопловая решетка занимает только часть окруж­ности колеса;

- потери трения пара о поверхность диска рабочего колеса при его движении в паровом объеме (Δh_д);

- потери из-за перетечек рабочего тела через внутренние зазо­ры между рабочими лопатками и корпусом турбины, между диа­фрагмой и валом и др. (Δh_ут);

- потери из-за влажности пара, возникающие в последних сту­пенях паровых турбин (Δh_вл). Частицы влаги в паре, ударяясь о стенки лопаток, тормозят вращение ротора и снижают полез­ную работу.

К внешним потерям относятся

- потери от утечки рабочего тела через концевые зазоры между корпусом турбины и валом. Эти потери, очевидно, не влияют на состояние рабочего тела в турбине, а лишь несколько увели­чивают его расход;

- механические потери, которые включают затраты энергии на преодоление трения в подшипниках турбины и на привод вспомогательных механизмов.

Энергетический баланс ступени с учетом внутренних потерь можно записать в виде

Δh_т= Δh_i+( Δh_c + Δh_л + Δh_вых + Δh_р + Δh_д + Δh_ут + Δh_вл ), где Δh_i - теплоперепад, полезно использованный в ступени.

5-10. Условия работы нагнетателя на сети

Рассмотрим систему, состоящую из нагнетателя 1, трубопро­водной сети 2 и емкости 3, в которой задвижкой 4 поддержива­ется постоянное статическое давление. В этом случае нагнетатель преодолевает статическое давление и сопротивле­ние системы трубопроводов, вызванное вязкостью перемещае­мой среды.

С хема гидросистемы нагнетатель-сеть

Предположим, что работа системы ста­ционарна, т.е. неизменна, независима от времени. Основное условие стационар­ности: энергия, сообщаемая нагнетате­лем потоку рабочего тела, равна энергии, затрачиваемой потоком на преодоление статического давления и сопротивления системы.

H_н=H_ст+аV² (1),

где а - коэффициент пропорциональности, оценивающий пневмо- или гидромеханические качества системы.

Левая часть этого уравнения зависит от подачи нагнетателя и является напором, который развивает нагнетатель.

Правая часть - напор, необходимый в системе для поддержа­ния статического давления и компенсации потерь напора в ней.

Изобразим правую часть уравнения (1) графически в систе­ме V- Н. Полученную квадратичную параболу называ­ют характеристикой трубопроводной системы.

Нагнетатель любого данного типоразмера обладает опреде­ленной формой напорной характеристики V - Н. Построив такую характеристику А, получим точку а пересечения характеристик, называемую рабочей точкой системы.

Точка α определяет режим работы системы и, следовательно, рабочие параметры V и H.

Положение точки ос в системе с данным типоразмером нагне­тателя может изменяться в зависимости от формы и положения характеристики системы. Например, если вводить в систему дополнительное сопротивление и повышать статическое дав­ление в емкости 3, уменьшая пропуск рабочей сре­ды через запорное устройство 4, то характеристика сети расположится выше и будет более крутой (штриховая кривая), рабочая точка займет новое положение α’, подача нагнетателя умень­шится, напор возрастет.

5-11. Работа турбинной ступени в переменном режиме. Работа первой и последней ступени

Каждая ступень рассчитывается для одного определенного так называемого расчетного режима, для которого находятся скорости пара, строятся треугольники скоростей, выбираются профили и размеры сопловых и рабочих решеток. Для этого режима определяются КПД и мощность ступени, прочностные характеристики ее элементов (рабочих и сопловых лопаток, диска, диафрагмы), осевые усилия.

При изменении мощности турбины, а следовательно, и рас­хода пара, при отклонении от номинальных значений парамет­ров пара (начальных, промежуточного перегрева, конечного давления, давления за цилиндрами и отсеками проточной части), при изменении размеров ступени и т. д. тепловой процесс ступени также подвергается изменениям, иногда весьма значительным. При этом меняются скорости пара, реактив­ность, КПД, мощность ступени, прочностные ее характеристи­ки. Для стационарных турбин, служащих для привода элек­трогенератора, нормально работающих с неизменной частотой вращения, окружные скорости сохраняются постоянными. Для приводных и транспортных турбин, а также при некоторых (переходных) режимах энергетических турбин меняются частота вращения и, следовательно, окружные скорости.

Критерии для анализа переменного режима работы ступени

При детальном расчете переменного режима работы ступени необходимо знать все размеры ступени и физические параметры - давления, удельные объемы, а так­же расход пара и частоту вращения. Однако во многих случаях для определения основных результирующих харак­теристик ступени, в частности реактивности и КПД, удобно использовать безразмерные относительные пере­менные— критерии. Базируясь на теории подобия, используем следующие критерии:

а) показатель изоэнтропы х;

б) отношение давлений которое может быть заменено фиктивным (подсчитываемым по фиктивной скорости С_ф) числом М_ф

Относительное изменение числа М_ф будет функцией трех величин:

в) отношение скоростей х_ф = и/с_ф, где

Обозначив индексом 0 все характеристики и параметры, относящиеся к расчетному (номинальному) режиму, получим

или, пренебрегая изменением показателя изоэнтропы χ, приняв, что pv≈RT, и обозначив ,

г) число Рейнольдса Re_ф, подсчитываемое по фиктив­ной скорости с_ф, хорде профиля одной из решеток на каком-то радиусе (если лопатки выполнены с переменной по высоте хордой, то например по хорде сопловой решетки на среднем радиусе) b_1ср, и по вязкости v₂, соответствующей состоянию пара за ступенью,

Для влажного пара добавляются специфические харак­теристики влажности, в том числе степень влажноcти у, дисперсность, доля крупнодисперсной влаги λ_кр.

При анализе переменного режима, особенно если речь идет о ступенях, работающих перегретым паром, можно не учиты­вать влияния изменения тех или иных критериев. Обычно не учитывается изменение показателя изоэнтропы х; часто числа Re_ф настолько велики, что можно пренебречь влиянием их изменения. В ступенях, где скорости потока невелики, т. е. когда принято считать, что рассматривается поток газодина­мически несжимаемой жидкости, то можно пренебречь и вли­янием числа М_ф (обычно при М_ф<0,3 — 0,5).

Однако в ряде случаев эти допущения могут привести к заметной погрешности расчета. Например, при сравнении результатов исследований в экспериментальных турбинах и в натурных условиях, если опыты, скажем, проводились на воздухе, может оказаться необходимым учесть изменение показателя изоэнтропы; также в модели может оказаться малым число Re_ф. Следует учитывать, что при больших числах Re_ф>(5-6)10⁵ характеристики решеток практически можно определять без учета влияния числа. Однако при подсчете утечек, когда при малых проходных сечениях зазора и небольших в них скоростях числа Re невелики, их влияние на потери от утечек, а также на осевые усилия может оказаться ощутимым.