Практическая работа № Тема: Компрессоры

Цель: Изучить конструкцию поршневого компрессора

Конструкции узлов поршневого компрессора.

Поршневой компрессор состоит из цилиндров и поршней, имеет всасывающие и на­гнетательные клапаны, расположен­ные обычно в крышках цилиндров. В поршневых компрессорах используется кривошипно-шатунный механизм с коленчатым валом. При вращении коленчатого вала соединенный с ним шатун сооб­щает поршню возвратно-поступа­тельное движение. При движении поршня к нижней мертвой точке, в цилиндре снижается давление, и хладагент через всасы­вающий клапан поступает в ци­линдр. При обратном ходе поршня пары хладагента сжимаются и при превышении давления паров в цилинд­ре давления в нагне­тательном патрубке, пары холодиль­ного агента открывают нагнетатель­ный клапан и поступают в нагнета­тельный трубопровод. При сжатии паров также повышается их температура, поэтому цилиндр обязательно охлаждается или водой, поступающей в охлаждаю­щую рубашку цилиндра или воздухом. В последнем случае цилиндры снаружи имеют оребренную поверхность. На рисунке 1показана схема 8-цилиндрового компрессора с 4-рядным (VV – образным) расположением цилиндров.

 

Рисунок 1. Схема сальникового компрессора.

Каждая шатунная шейка коленчатого вала имеет по четыре шатуна 12. На рисунке полностью показаны только по одному шатуну на каждой шей­ке, для остальных определены их расположения.

Рассмотрим узлы и детали ком­прессоров.

Картер (блок-картер). Он представляет собой неподвижную деталь, обыч­но коробчатого сечения. В нем расположен кривошипно-шатунный механизм, закреплены ци­линдры и вспомогательные узлы компрессора. Эти узлы восприни­мают силы, возникающие при сжа­тии паров хладагента и передают их на фундамент компрессора, который кроме того воспринимает крутящий момент и силы инерции движу­щихся масс. В случае блок-картерной конструкции, когда блок цилиндров и картер составляет единую деталь, цилиндровые втулки вставляют в гнезда блока и кре­пятся там с помощью шпилек. Втулка цилиндра имеет два посадочных пояса (вверху и внизу детали) (рисунок 2). Диаметр (D_H) нижнего пояса 1, как правило, меньше диаметра (D_в) верхнего пояса 2, чтобы нижний конец втулки можно было свободно ввести через верх­нее отверстие блок-картера.

Для осмотра деталей и выпол­нения ремонтных работ в картере предусмотрены боковые проемы 4, закрываемые крышками. Передний проем служит для выемки коленча­того вала.

Картеры и блок-картеры в период работы находят­ся под давлением паров хладагента. Это давление при работе компрессора, как правило, не превышает 0,35 МПа. Одна­ко при неработающем компрессоре вследствие неплотного прилегания рабочих клапанов давление в кар­тере может сравняться с давле­нием в конденсаторе и подняться до 1,0 МПа и выше. Картеры и блок-картеры отливаются из серого чугуна.

Цилиндровые втулки.При верти­кальном и V - образном расположении цилиндров в нижней части втулки сообщаются с картером компрессора, а сверху закрываются двумя крышками — наружной и внутренней. В хладоно­вых компрессорах внутренняя крыш­ка жестко закреплена между ци­линдром и наружной крышкой. В аммиачных компрессорах внутрен­няя крышка служит защитным устройством от гидравлических уда­ров.

В компрессорах блок-картерной конструкции применяют сменные втулки, отлитые из перлитного чу­гуна (см. рис. 2.3).

  Рисунок 2. Блок-картер:

1 — нижний пояс цилиндровой втулки; 2 - верх­ний пояс цилиндровой втулки; 3 — водяная по­лость; 4 - боковой проем; 5—фундамент

Кривошипно-шатунный механизм.Он состоит из поршня с кольцами, поршневого пальца, шатуна и колен­чатого вала.

В не­прямоточных компрессорах, имеющих очень широкое распространение, применяются облегченные непро­ходные поршни (рис. 2.4, а).

На поверх­ности поршня (вверху и внизу) имеются канавки для уплотнительных б и маслосъемных в колец. Поршни отливают из чугуна или из алюминиевых сплавов.

Уплотнительные кольца служат для уплотнения между поршнем и стенками цилиндра (рис. 2.4, б), а маслосъемные кольца — для уда­ления избытка масла со стенок цилиндра. Маслосъемное кольцо (рис. 2.4, в ) на наружной поверх­ности имеет скос, образующий ко­нусную поверхность. Кольцо уста­навливают на поршень конусом вверх.

При движении поршня вверх между кольцом и стенкой цилиндра создается масляный клин, отжи­мающий кольцо в канавку пор­шня. Благодаря этому масло пропуска­ется вниз. Чтобы не было препятствия для сжатия коль­ца, в канавке поршня сверлят от­верстия для сообщения ее с внутрен­ней частью поршня, а маслосъемные кольца делают с вырезами. При движении поршня вниз масло снимается, часть масла собирается в канавке под кольцом и через отверстия в поршне стекает внутрь поршня, а затем в картер.

 

 

 

Рис. 2.4. Поршень и поршневые кольца.

а — поршень непрямоточного компрессора; б — уплотнительное кольцо; в — маслосъемное кольцо.

Большинство вертикальных ком­прессоров имеют 2—3 уплотнительных кольца и 1- 2 маслосъемных кольца.

Поршневые кольца изготовляют, как правило, из чугуна. Они яв­ляются одной из ответственных де­талей поршневого компрессора. Пропуски паров хладагента через поршневые кольца снижают эффективность ра­боты компрессора. Надетое на пор­шень кольцо должно утопать в ка­навке, а замки колец следует сме­щать один относительно другого примерно на 90°. Это обеспечивает лучшую их работу. Замки колец в рабочем состоянии должны иметь зазоры во избежание заклинива­ния колец и задира зеркала цилин­дра.

Для лучшего уплотнения и умень­шения износа цилиндра поршневые кольца часто изготавливают с неме­таллической вставкой. Они могут изготавливаться из термостойких полимерных материалов, в которые для придания необходимой упругости внутрь вводятся стальные эспандеры.

Шатун (рис. 2.5) передает уси­лие от коленчатого вала к поршню и служит основным звеном преобра­зования вращательного движения коленчатого вала в возвратно-посту­пательное движение поршня. В верх­нюю головку шатуна 2 вставляется бронзовая втулка, которая является подшипником поршневого пальца 1. Стержень шатуна 3 в большинстве случаев изготовляется из стали дву­таврового сечения. Нижняя разъем­ная головка шатуна 5 служит для соединения с коленчатым валом. В нижнюю головку вставляют вкла­дыши 6, залитые антифрикционным сплавом. Крепление нижней головки шатуна в кривошипных шейках ко­ленчатого вала производится ша­тунными болтами 4.

 

 

Рис. 2.5. Шатун Рис. 2.6. Коленчатый вал

 

Коленчатый вал (рис. 2.6) уста­навливается коренными шейками 1, 4 на коренные подшипники, располо­женные в блок-картере. Коренные шейки щеками 3 соединены с шатун­ными шейками 2. Для уравновеши­вания сил инерции к щекам колен­чатых валов крепятся противовесы. К коленчатому валу снаружи на хвостовик 5 закрепляют маховик, который одновременно играет роль полумуфты или шкива для клиноременной передачи для соединения с приводным электродвигателем. На шатун­ных шейках валов крепят ша­туны.

В зависимости от конструкции компрессора на одной шатунной шей­ке могут быть закреплены один или несколько шатунов. Валы изготов­ляют ковкой или штамповкой из уг­леродистых сталей с последующей механической и термической обра­боткой, с принудительной смазочной системой у коренных и шатунных подшипников. По оси валов и в щеках делают каналы, по которым мас­ло от насоса подается к подшип­никам.

Уплотнение вала. Картер ком­прессора находится под давлением хладагента, поэтому коленчатый вал в месте выхода из картера уплот­няется с помощью сальника с уплотнительными коль­цами трения. Большое распространение для уплотнения вала компрессора полу­чили пружинные сальники с коль­цами трения и масляным затвором. Если диаметр вала не превышает 50 мм, то сальник выполняют с од­ной центральной пружиной, при большем диаметре вала обычно устанавливают несколько пружин, заключенных в сепараторе (рис. 2.7).

Подвижные кольца 2 сальника стальные, уплотняются по валу ре­зиновыми кольцами 6, стойкими к хладону, аммиаку и маслу. Эти­ми же кольцами достигается уплот­нение по поверхности вала. В не­подвижные кольца 1 впрессованы графитовые вставки. Подвижные кольца 2 с помощью пружин 10 прижимаются к неподвижным графитовым кольцам. Эти трущиеся пары колец и образуют уплотнительную поверхность. Для смазки трущихся по­верхностей и для создания масля­ного гидравлического затвора в про­странство между наружной крыш­кой 3 и промежуточной крышкой 11 подается масло от насоса. Из саль­ника масло отводится по сверле­нию а в валу. Манжета 5 служит для улавливания контрольной утеч­ки масла из сальника и предотвра­щает разбрызгивание масла по валу и маховику.

Рисунок 2. Уплотнение коленчатого вала:

1— неподвижные кольца с графитовыми уплотнительными вставками; 2— подвижные уплот­нительные кольца; 3 — наружная крышка; 4 — крышка манжеты; 5—манжета; 6—упругие кольца для уплотнения вала; 7 — трубка для контроля утечки масла из сальника; 8 — пробка для слива; 9 — сепаратор; 10—пружина; 11 — промежуточная крышка.

Клапаны компрессора. В ком­прессорах применяют самодействую­щие клапаны. Они должны легко открываться и оказывать незна­чительное сопротивление при про­ходе паров хладагента, своевремен­но и плотно закрываться. Откры­ваются клапаны под давлением паров хладагента. Нагнетательный клапан, преодолевая усилие пру­жины клапана, начинает открывать­ся, когда давление в цилиндре бу­дет выше, чем в нагнетательной полости. Сходные явления проис­ходят и во всасывающем клапане. Он открывается, когда давление в цилиндре будет ниже, чем во всасывающей полости компрессора. В современных компрессорах применяются коль­цевые пластинчатые клапаны.

Основ­ными частями кольцевого нагнета­тельного клапана (см. рис. 2.8) являются седло 1, ограничитель подъема 2 (розетка), пружина 8 и пластинка 3. Пружина 8 (рисунок 2., б, в) прижимает пластин­ку 3 к седлу 6 и этим перекрывает проходное сечение клапана. Розет­ки 2, 7 ограничивают подъем пла­стин и обеспечивают направление их при подъеме и опускании. Отвер­стия для выхода пара расположены в розетке по окружности между пластинами. Кроме того, в розетке имеются небольшие отверстия, рас­положенные против пластин, кото­рые препятствуют «прилипанию» пластин к ограничителям подъема.

Пластины кольцевых клапанов изготовляют толщиной 1,5—2 мм из специальной хромированной ста­ли. Высота подъема пластины кла­пана обычно 1—2 мм

 

Рисунок. 2.

Пластинчатые клапаны.

а) –нагнетательный клапан; б) – головка цилиндра компрессора; 1 – седло; 2 – розетка (ограничитель подъема); 3 – кольцевая пластина; 4 – пружина; 5 – корончатая гайка; 6 – шплинт; 7 – шпилька; 8 – буферная пружина.

Наряду с кольцевыми пластин­чатыми клапанами используются также ленточные самопружинящие клапаны (рис. 2.9).

 

Рис. 2.9. Ленточный клапан:

а — общий вид нагнетательного клапана; б — разрез нагнетательного клапана; в — всасывающий клапан; 1 — седло; 2 - розетка; 3 — пластина; 4 — винт крепления; 5 — направляющая.

Седло 1 и направляю­щая клапана 5 имеют расположен­ные рядом отверстия для прохода пара. В некоторых случаях отверстия заменяют на продольные пазы. Ленточная пластина перекрывает отверстия для прохода пара. Под действием разности давлений пара лента выгибается в сторону направ­ляющей и создает продольные щели для прохода хладагента. Ленточ­ные пластины изготовляют из леги­рованной стали. Большое проход­ное сечение и простота конструк­ции являются достоинствами лен­точных клапанов.

Предохранительный клапан ком­прессора. Он служит для защиты компрессора от разрушения при чрезмерном повышении давления со стороны нагнетания. На рис. 2.10 показан наперстковый предохрани­тельный клапан, в котором уплот­нение производится с помощью ре­зинового кольца, стойкого при взаимодействии с маслом и холо­дильным агентом.

В некоторых компрессорах вместо пружинного предохранительного клапана уста­навливают ломающуюся чугунную пластину, которая при превышении разности давления ломается. Как видно из рис. 2.10, регулировку открытия предохранительного кла­пана производят, изменяя силу пру­жины. Отрегулированный клапан пломбируют, а дату регулировки записывают в формуляр компрес­сора.

 

 

 

Рис. 2.10. Предохранительный клапан ком­прессора:

1 — седло; 2 — корпус; 3 — уплотнительное рези­новое кольцо; 4 — винт крепления кольца; 5—регулирующая пробка; 6—пружина; 7 — плом­ба; 8 — полость нагнетания; 9 —клапан; 10 —стопорный винт; 11 - полость всасывания

Смазочная система компрессора. Смазка может быть принудитель­ная (под давлением насоса) и раз­брызгиванием. Первую осуществ­ляют от шестеренного или плун­жерного насоса. Наиболее надежен насос, установленный ниже уровня масла в картере. Привод насоса осуществляют от коленчатого вала непосредствен­но с помощью зубчатой передачи или эксцентрика.

На всасывающей линии насоса устанавливают сетчатый фильтр гру­бой очистки (сетку располагают на высоте 10—15 мм от дна картера; число ячеек сетки фильтра 150—300 на 1 см²). На нагнетательной ли­нии насоса в средних и крупных компрессорах устанавливают щеле­вые пластинчатые или сетчатые фильтры тонкой очистки. Щелевой фильтр снабжен пружинным предо­хранительным клапаном. При за­грязнении фильтра, приводящем к резкому повышению давления мас­ла, клапан открывается и перепускает масло в картер компрес­сора. Давление масла регулируется специальным перепускным клапа­ном, сбрасывающим масло из на­гнетательного трубопровода в кар­тер. Обычно давление масла под­держивается на 0,06—0,2 МПа вы­ше, чем в картере. Если давление масла будет слишком велико, то увеличится унос масла из компрес­сора. При использовании коренных подшипников скольжения все масло, по­даваемое насосом, обычно подводится к ним, которое затем по масляным каналам коленчатого вала поступает к подшипникам ша­тунов и к сальнику. При использовании подшипников качения, масло подводится к сальнику, из которого по сверлениям вала поступает к другим деталям ком­прессора. Зеркало цилиндров в небольших бескрейцкопфных компрессорах смазы­вается маслом, стекающим из под­шипников коленчатого вала мето­дом разбрызгивания.

Задание.

1. Изучить теоретическую часть

2. Начертить схему.

3. Описать назначение деталей и узлов компрессора, вспомогательной системы.

Лабораторная работа №5.

Тема: Индикаторная диаграмма и механические характеристики поршневого компрессора.

Цель и задачи работы ознакомление с экспериментальными методами регистрации индикаторных диаграмм тихоходных и быстроходных поршневых компрессоров; получение индикаторной диаграммы и обработка ее на ЭВМ; определение основных параметров компрессора; построение его механической характеристики.

4.1. Общие сведения о механических характеристиках машин.

Известны два основныхкласса машин: машины-двигатели и рабочие машины. Первые предназначены для преобразования различных видов энергии (тепловой, электрической и др.) в механическую, вторые используют механическую энергию для выполнения полезной работы. Двигатель, механизм и рабочая машина в совокупности образуют машинный агрегат. При динамическом анализе машинного агрегата рабочие процессы в нем представлены в виде зависимостей энергии, силы или момента на входном или выходном звене от его перемещения или скорости. Эти зависимости называются механическими характеристиками.

Широко распространенными машинами (как рабочими, так и машинами-двигателями) являются поршневые машины. В этих машинах либо силы давления газа преобразуются в крутящий момент на валу кривошипа (двигатели внутреннего сгорания, детандеры), либо крутящий момент на валу кривошипа — в энергию сжатого газа или жидкости (компрессоры, насосы). Графическая зависимость, характеризующая изменение давления в цилиндре поршневой машины от перемещения поршня, называется индикаторной диаграммой. Свое название эта диаграмма получила по наименованию прибора, используемого для ее регистрации, -механического или электрического индикатора.

Описание экспериментальной установки.

Индикаторная диаграмма регистрируется на экспериментальной установке, состоящей из электродвигателя, ременной передачи и одноцилиндрового воздушного поршневого компрессора. Основным механизмом компрессора является кривошипно-ползунный (рис. 4.1), состоящий из:

• кривошипа 1,

• шатуна 2

• поршня 3

• цилиндра 0.

В рабочем цикле компрессора (один оборот кривошипа) можно выделить четыре фазы, соответствующие на индикаторной диаграмме следующим участкам: ab — расширения остаточного воздуха; bc— всасывание; cd— сжатие; da--- нагнетание.

Схема экспериментальной установки с механическим индикатором приведена на рис. 4.2 . Цилиндр компрессора 1 через кран 2 соединяется с цилиндром индикатора 3. Поршень индикатора 4 под действием давления перемещается и сжимает пружину 5.

Рис 4.1

Перемещение поршня 4 через рычажный механизм 6 с постоянным передаточным отношением сообщается пишущему стержню. Лист бумаги 8, на котором записывается диаграмма, закрепляется на барабане 7 пластинчатыми пружинами. Барабан приводится во вращение шнуром 10, прикрепленным к поршню компрессора. Возврат барабана в исходное положение осуществляется пружиной 9. В результате суммирования перемещений стержня и барабана на листе бумаги вычерчивается индикаторная диаграмма. За начало отсчета давления на индикаторной диаграмме принимается линия атмосферного давления. Для записи этой линии цилиндр индикатора краном 2 соединяется с атмосферой.

Область применения механических индикаторов ограничена частотой вращения кривошипа n(примерно до 5 об/с). При большей частоте вращения инерция звеньев индикатора сильно искажает форму диаграммы. Поэтому индикаторные диаграммы быстроходных машин регистрируются безынерционными электрическими датчиками.

Схема установки для регистрации индикаторной диаграммы быстроходного компрессора приведена на рис. 4.3. В этой установке кривошипный вал соединяется с электродвигателем 1 поводковой муфтой. Давление в цилиндре 2 компрессора измеряется пьезоэлектрическим датчиком 3. Сигнал датчика через усилитель поступает на вертикальную развертку катодного осциллографа 5. Для получения электрического сигнала, пропорционального перемещению поршня, в установке используется электромеханическая система с фотоэлектрическим датчиком. Диск 8 радиусом R = l _эустановлен на валу кривошипа АВ с эксцентриситетом e. Свет от электролампы 10 через конденсорные линзы 6 и щелевую диафрагму 9 попадает на фотоэлемент 7. Так как отношение e/ Rравно отношению длин звеньев механизма l _АВ/l _ВС, то при вращении вала световой поток, попадающий на фотоэлемент, будет пропорционален перемещению поршня. Сигнал с фотоэлемента 7 через усилитель поступает на горизонтальную развертку катодного осциллографа 5. В результате суммирования сигналов на экране осциллографа появляется замкнутая кривая - индикаторная диаграмма 4.

Рис.4.2

4.3. Обработка индикаторной диаграммы.

          Вычерченная механическим индикатором диаграмма имеет по осям координат масштабы давления m_p и перемещения m_s. Оси координат по отношению к диаграмме размещаются следующим образом: ось абсцисс совмещается с линией атмосферного давления, ось ординат перпендикулярна ей и направлена по касательной к диаграмме (рис. 4.4).

          Для обработки диаграммы проводится ее табулирование — представление экспериментального графика в виде массива дискретных значений. На ось абсцисс диаграммы наносятся 12 позиций, соответствующих положениям кривошипа через «В» этих позициях измеряются ординаты диаграммы. Результаты измерений заносятся в таблицу журнала, при обработке индикаторной диаграммы определяются:

а) максимальное и минимальное давление в цилиндре компрессора (МПа)

p_max= y_pmax /m_p                       (4.1)

p_min=y_pmin/m_p                                   (4.2)

где y_pmax и y_pmin— ординаты экстремумов на диаграмме;

Рис 4.3

Рис.4.4

б) индикаторная мощность компрессора (Вт) — работа по сжатию воздуха, совершаемая компрессором в единицу времени

N_i=A_ц Z/T_ц                                                                                   (4.3)

где A_ц — работа сжатия воздуха за цикл, Дж; T_ц=1/n₁— время цикла; n₁— частота вращения кривошипа, 1/с; Z — число цилиндров компрессора.

Из рис. 4.4

dA=F_c  dS_c=p f_n dS_c=f_n y_p dx/(m_p m_s),          (4.4)

A_ц=f_ny_pdx=f_n f_и/(m_p m_s ),                                       (4.5)

где f_n — площадь поршня компрессора, м²; f_и — площадь индикаторной диаграммы, мм².

Окончательно формула для индикаторной мощности имеет вид:

N_i=Z f_n  n₁ f  _и10⁶/(m_p  m_s),                         (4.6)

в) механическая характеристика компрессора по индикаторной диаграмме. Для рабочей машины под механической характеристикой обычно понимают зависимость силы сопротивления F_c от перемещения выходного звена ( в нашем случае перемещение поршня S_c ).

  

Рис.4.5

Чтобы построить зависимость F_c=(S)_c , необходимо определить значение и знак силы F_c для различных положений поршня. Известно, что работа внешних сил, действующих на механизм, либо увеличивает кинетическую энергию системы, либо уменьшает ее. В первом случае силы называются движущими силами, вторые – силами сопротивления. Принимают следующие правило знаков: сила считается движущей и положительной, если направление вектора скорости точки ее приложения совпадает с направлением проекции этой силы на вектор скорости (рис. 4.5).

Сила F_c является равнодействующей внешних сил, действующих на поршень. Слева (см. рис. 4.1) на поршень действуют силы давления сжатого воздуха, справа — силы атмосферного давления. Так как индикаторная диаграмма строится относительно линии атмосферного давления, то сила F_cв любом положении поршня будет равна произведению давления, определенного по индикаторной диаграммеp= y_p/m_p , на площадь поршня f_n.

Если при построении механической характеристики принять y_p=y_F, то

m_f=m_p 10⁶/ f_n ,(4.7)

где m_f — масштаб силы, мм/Н

Экспериментальные значения силы F_c находят из графика F_c=f(S_C)

F_cmax=y_Fcmax/m_f (4.8)

F_cmin=y_Fcmin/m_f (4.9)

4.4. Порядок выполнения работы

1. Ознакомьтесь с описаниями работы и полярного планиметра , устройством экспериментальных установок и правилами работы на них

2. Закрепите на барабане механического индикатора бумагу; включите двигатель компрессора; соедините поворотом крана цилиндр индикатора с цилиндром компрессора и, слегка прижимая стержень к бумаге, запишите индикаторную диаграмму. Соедините датчик с атмосферой (необходимо повернуть кран на 90° по часовой стрелке) и запишите линию атмосферного давления. Выключите двигатель и снимите бумагу с барабана

3. Включите катодный осциллограф и дайте ему погреться 1-2 мин. Выключите двигатель быстроходного компрессора. При необходимости отрегулируйте яркость и фокусировку изображения. Визуально изучите особенности полученной индикаторной диаграммы. Выключите сначала осциллограф, а затем компрессор

4. Вклейте в журнал индикаторную диаграмму, при этом ось абсцисс совместите с линией атмосферного давления, а ось ординат расположите на касательной (см. рис. 4.4). Через 12 положений точки С, отмеченных на оси абсцисс, проведите вертикальные линии и измерьте по ним ординаты индикаторной диаграммы. Занесите ординаты в соответствующую таблицу журнала

5. Измерьте полярным планиметром площадь индикаторной диаграммы

6. Введите в ЭВМ программу "LAB4", затем в соответствии с инструкциями программы исходные данные (из таблицы журнала) и выведите на печать результаты расчета.

7. Занесите результаты расчета в журнал. Сформулируйте выводы по работе, отразите в них изученные методы регистрации индикаторной диаграмм, область их применения; проанализируйте полученную механическую характеристику.

Приложение П4

Устройство полярного планиметра и работа с ним. Планиметром называется устройство для измерения площадей плоских фигур. Полярный планиметр (рис. П4.1) состоит из двух рычагов АВ иВС, соединенных шаровым шарниром в точке В. Точка С фиксируется на плоскости иглой и грузомГ, при этом рычаг ВС может вращаться вокруг точки С. На рычаге ВА установлена подвижная каретка К, перемещение которой по рычагу изменяет масштаб прибора. На каретке размещен вращающийся ролик Р,  с которым винтовой передачей связан диск шкалы грубого отсчета Д. На рычаге АВ в точке А закреплен штифт ш. В процессе измерения площади фигуры штифт перемещается по ее контуру (по часовой стрелке или против). При этом ролик Р скользит и перекатывается по плоскости, это движение через винтовую передачу сообщается диску Д, и он поворачивается на некоторый угол. Шкала точного отсчета (нониус) помещена на каретке К. Каждое деление этой шкалы на 0,1мм больше деления шкалы ролика.

Порядок проведения измерений. Чертеж плоской фигуры, площадь f_u которой требуется измерить, размещается на ровной, слегка шероховатой поверхности (например, на листе ватмана). Планиметр собирают и устанавливают на плоскости по отношению к измеряемой фигуре так, чтобы в процессе измерений угол между рычагами минимально отклонялся от 90. Штифт Ш размещают в произвольной точке контура измеряемой фигуры и считывают начальное показание со шкал прибора. Затем обводят штифтом по контуру и считывают второе показание со шкал планиметра. Из большего показания вычитают меньшее. Результат, умноженный на масштаб прибора (на 10) составляет измеренную площадь.

Пример. На рис. П4.2а изображены шкалы прибора в начале измерений. Указатель на шкале диска Драсположен между делениями "6" и "7", т.е. отмерено шесть полных делений. Нуль шкалы нониуса расположен между делениями "51" и "52" шкалы ролика. Седьмое деление шкалы нониуса совпадает с одним из делений шкалы ролика.

Таким образом, получены четыре цифры начального показания прибора:

с диска Д	с ролика Р	совпадающее деление шкалы нониуса
6	51	7

т.е. показания прибора равно 6517.

По рис. П4.2б аналогичным образом можно определить второе показание, равное 6633. Площадь фигуры по результатам измерений:

f_u=(6633-6517) 10=1160 мм²

Рис.П4-1

а.                                              б.

Рис 4.2

Рабочий процесс в поршневом компрессоре

Работа поршневого компрессора обусловлена чередованием процессов всасывания и нагнетания аналогично тому, как это происходит в поршневом насосе. Однако в поршневом компрессоре, во время нагнетательного хода поршня воздух сначала сжимается до величины давления в рабочей камере , необходимой для открытия выпускного клапана, а затем выталкивается поршнем в нагнетательный трубопровод через этот клапан. Кроме того, при движении поршня от крышки цилиндра давление в рабочей камере падает до давления рн не сразу, а лишь после того, как расширится газ, оставшийся к концу выталкивания в «мертвом» пространстве цилиндра. «Мертвое» пространство находится главным образом в клапанах и каналах, а также в небольшом зазоре между поршнем и крышкой. На индикаторной диаграмме (рис. 1.1, а), точка "а" соответствует закрыванию впускного клапана, точка "Ь" — открыванию выпускного клапана, точка "с" — закрыванию выпускного клапана и "d" открыванию впускного клапана. Линия "da" соответствует всасыванию, "ab" — сжатию,  "be" — выталкиванию, "cd"— расширению остатка газа. Рис. 1.1. Рабочий процесс поршневого компрессора.

 

Изменение давлений всасывания и выталкивания, изображенное волнистыми линиями, вызывается изменением гидравлического сопротивления клапанов. В начале открывания впускного клапана из-за малого просвета щели происходит значительное падение давления (до точки М1). В начале нагнетания, по аналогичной причине, давление повышается (до точки М2). На большей части хода один из клапанов полностью открыт, но и при этом условии потери давления в клапане не постоянны, так как скорость газа в нем изменяется, следуя переменной скорости поршня. Поэтому даже при постоянном давлении во всасывающем и нагнетательном патрубках цилиндра линии всасывания и нагнетания индикаторной диаграммы отклоняются от горизонтальных прямых. На индикаторной диаграмме отражаются также колебания давления в патрубках цилиндра, порождаемые пульсирующим характером потока газа.

Конечное рк и начальное рн давления, называемые номинальными, представляют собой средние интегральные по времени давления перед всасывающим и за нагнетательным, клапанами. Амплитуда колебания давления в патрубках в отдельных случаях достигает 25%  и более от номинального давления.

Линии сжатия и расширения являются политропами с переменным показателем политропы. Индикаторная диаграмма не отражает изменения температуры и направления теплового потока. Это наглядно показано на диаграмме Т—s (рис. 1, б). В начале сжатия (точка "a") температура газа ниже температуры стенок поршня и цилиндра. Процесс происходит с подводом тепла при показателе политропы большем, чем показатель адиабаты. При сжатии температура газа повышается, и направление теплообмена изменяется в момент, когда температура газа оказывается, выше температуры стенок, и он начинает отдавать тепло. Показатель политропы изменяется от n > k в начале сжатия до n > k в конце сжатия.

В период выталкивания отдача тепла от газа продолжается. Расширение газа начинается в точке "с" при температуре более низкой, чем температура конца сжатия, с отдачей тепла при n > k, пока температура газа не снизится до температуры стенок. Дальнейшее расширение газа сопровождается нарастающим подводом тепла к  газу,   и  процесс  протекает при снижающемся значении  n < k.

С увеличением скорости вращения вала, компрессора процессы сжатия и расширения приближаются к адиабатическим, так как влияние теплообмена проявляется слабее.

Лабораторная работа  № 6

Тема: Исследование работы компрессора

Задание

1.  Экспериментально исследовать процессы, протекающие при сжатии воздуха в одноступенчатом поршневом компрессоре.

2.  Провести расчёты по обработке результатов измерений.

3.   Построить  процессы в P-  координатах.

Лабораторная установка

Лабораторная установка (рис.1) включает одноступенчатый поршневой воздушный компрессор 1, электродвигатель переменного тока 2 и необходимое вспомогательное и измерительное оборудование. Всасываемый воздух  сжимается  до давления, равного давлению  воздуха  в ресивере 6 (при этом давлении открывается шариковый клапан в нагнетающем канале 9), и  начинается  механический  процесс выталкивания воздуха в ресивер.

Давление Р₂ воздуха в ресивере замеряют манометром 4 и  регулирует вентилем 7.  Температуру сжатого воздуха Т₂ измеряют термопарой с помощью милливольтметра 5. Перевод в градусы Цельсия осуществляется с помощью справочной таблицы термопары (приложение 1), с учетом комнатной температуры. Поступающий в компрессор воздух проходит через  газовый  счетчик  3. Замеряя время прохождения определенного объема воздуха,  определяют секундный объемный расход воздуха G_. Параметры состояния на входе в компрессор принимают равными параметрам  воздуха в лаборатории. Мощность электродвигателя замеряют с помощью ваттметра.

Рис.1. Схема лабораторной установки:  1 - компрессор;    2- электродвигатель;  3 - газовый счетчик;  4 - манометр; 5 - милливольтметр; 6 - ресивер; 7 - вентиль;  8 -  канал всасывающий;  9 - канал нагнетания

Теоретические основы

Рабочий  цикл  любого  идеального одноступенчатого компрессора  (рис.2), осуществляемый с 1 кг рабочего тела, можно представить   состоящим из  трех последовательных процессов.

Первый  - обратимый  (без трения  и других  диссипативных эффектов) механический процесс  всасывания газа  в компрессор. Для поршневого компрессора это соответствует ходу поршня от верхнего мертвого положения (ВМП) до нижнего (НМП) при открытом всасывающем клапане. Изменения термодинамических параметров газа при этом не происходит, но его количество увеличивается. В координатах P -    он условно изображается штриховой линией   а - 1.  Силы давления Р₁, действуя на поверхность поршня компрессора,  при его перемещении от ВМП до НМП совершают работу. Работа  газа при всасывании получается положительной. Ее величина определяется через элементарную работу газа   в равновесных и обратимых процессах  в соответствии с выражением

.                (1)

Рис. 2.  Рабочий  процесс  идеального  одноступенчатого компрессора:  а  -  1   -  всасывание;  1 - 2  - сжатие  в компрессоре;    2 - b -  нагнетание

Второй - обратимый термодинамический процесс 1 - 2 сжатия рабочего тела  в компрессоре с показателем политропы n, определяемым при выполнении лабораторной работы. Поршень движется по направлению к ВМП, оба клапана закрыты, масса рабочего тела остается неизменной. Сжатие заканчивается при достижении в цилиндре давления Р₂, равного давлению потребителя. Работа в этом процессе является отрицательной, так как совершается над газом за счет внешнего привода

   < 0 ,                      (2)

где      - степень повышения давления в компрессоре.

Показатель политропы сжатия n определяется выражением:

 .                                                  (3)

Третий -  обратимый механический процесс   2 - b нагнетания газа в ресивер  компрессора. В этом процессе параметры газа остаются неизменными и равными P₂ ,  ₂ , и  T₂ .  Масса газа убывает от  1 кг в состоянии 2 до  0 кг в состоянии b (при достижении поршня  ВМП). Работа нагнетания получается отрицательной, так как направлена на преодоление сопротивления сил давления в ресивере компрессора 

каждый компрессор или группа компрессоров включены в сеть. Сетью называется совокупность устройств (трубопроводов, аппа­ратов и др.), через которые проходит перекачиваемый газ. В общем случае часть сети расположена на входе в компрессор, а часть на выходе. Каждая часть сети характеризуется некоторой зависи­мостью между расходом газа и давлениями в начале и конце части сети. В большинстве случаев характеристика сети определяется линейными и местными сопротивлениями и может быть получена  из  приближенного  уравнения:

 где Р₁ и Р₂ — давления в начале и конце сети; А — коэффициент сопротивления сети, зависящий от ее размеров и конструкции; (ρ— относительная (по воздуху) плотность газа; R,T, Z — газо­вая постоянная, абсолютная температура и средний коэффициент сжимаемости перекачиваемого газа; V_o — расход газа в стандарт­ных условиях.

В нагнетательной части сети давление р₂ обычно задано и по­этому ее характеристика (рис. 1. а) выражается уравнением:

Для      стороны     всасывания     параметром     характеристики служит давление в начале сети Р₁ так что

 Потребный режим работы сети (точка М) определяется расходом и соответствующим давлением. По условиям технологического процесса этот режим может от­личаться от номинального ре­жима компрессоров по разным причинам.

 Часто рабочие условия при проектировании установки недо­статочно известны, вследствие чего после ее пуска возникает несоответствие номинальных технических показателей ма­шины и показателей рабочего режима; в другом случае при выборе не оказалось машины, удовлетворяющей поставленным требованиям. Такое рассогласова­ние может происходить также во время эксплуатации компрес­соров в связи с изменением концевого давления, температуры и состава газа или коэффициента сопротивления сети вследствие засорения труб или теплообменников, расстройств и нарушений в работе оборудования и т. п.

В некоторых случаях машины должны работать в нескольких совершенно различных режимах с переходом от одних к другим.

 Может также существовать определенная закономерность не­прерывного изменения, потребных режимов, выражаемая ли­нией АВ на графике V_o — р_к. Частные задачи регулирования — регулирования на постоянное давление, на постоянный расход и на постоянную мощность двигателя. Постоянное давление на выходе компрессора поддерживается, например, при обслуживании пневматического хозяйства, каково бы ни было потребление воздуха из сети. Постоянный расход должен обеспечиваться при подаче газа или воздуха в количестве, доста­точном для потребителей, независимо от сопротивления при пере­качке. Например, определенное количество газа требуется для топок, для бытовых нужд, а сопротивление сети может изме­няться в зависимости от температуры и т. п. Задача регулирования на постоянную мощность возникает, когда компрессор работает при переменных давлениях на входе и выходе. Так, например, на компрессорной станции газового промысла необходимо обеспе­чить постоянство мощности газомоторного компрессора при всех изменениях давления газа, поступающего из эксплуатируемых скважин,   а  также давления  в  газопроводе.

 Назначение регулирования — привести характеристику ком­прессора или группы компрессоров в соответствие с характери­стикой потребного режима сети при условии наиболее полного использования   установленной   мощности   двигателей.

2.1 Методы регулирования компрессоров

Регулирование может быть прерывистым (периодическое пре­кращение работы компрессора), ступенчатым и плавным; ручным или   автоматическим.

Универсальные способы регулирования (применяемые для всех видов машин):

1)       временная остановка компрессора,

2)       изменение частоты вращения вала компрессора,

3)       дросселирование на входе в компрессор,

4) перепуск газа из нагнетательной линии в подводящую линию (или в атмосферу).

  Остановка одной или нескольких машин позволяет регулировать общую подачу компрессорной станции. При работе одиночного компрессора периодическая его остановка обеспечи­вает снижение подачи в среднем за период пуска. Остановка ком­прессора выполняется двумя способами: остановкой двигателя и отключением компрессора от работающего двигателя с помощью пневматических или электромагнитных муфт. Преимущество пер­вого способа — прекращение расхода энергии с момента остановки агрегата. Преимущество второго способа — поддержание уста­новившегося режима работы двигателя и упрощение автоматиза­ции управления агрегата (редкие пуск и остановка осуществляются вручную). При частых остановках (обычно объемных машин) выявляется общий недостаток метода регулирования останов­ками — нарушение теплового режима компрессора, что приводит к неравномерному нагреву рабочих органов и заставляет уста­навливать в машине повышенные зазоры, что нежелательно. Остановки и пуски можно делать редкими, но тогда необходимо иметь   большой   ресивер.

 Изменение частоты вращения вала компрес­сора — универсальный способ изменения характеристики ком­прессора при условии, что двигатель допускает экономичное изме­нение частоты вращения. Способ применяется для компрессоров, имеющих привод от газовой или паровой турбины или от двига­теля внутреннего сгорания, преимущественно от дизеля, допуска­ющего большое изменение скорости вращения — около 50%. Частота вращения вала газомоторных компрессоров в небольших пределах регулируется автоматическим приспособлением. В слу­чае привода от трехфазного электродвигателя возможно ступен­чатое регулирование, если двигатель имеет переменное число полюсов. Однако этот двигатель имеет крупные габариты и высо­кую стоимость. Существует метод плавного регулирования асин­хронных электродвигателей с фазовым ротором при помощи так называемого вентильного каскада. Эта схема нашла некоторое применение на компрессорных станциях магистральных газо­проводов.

  Метод регулирования изменением частоты вращения вала компрессора наиболее экономичный. Исключение составляют не­которые типы роторных компрессоров. Например, в пластинчатом компрессоре удельный расход энергии при снижении частоты вра­щения вала повышается, так как относительные потери мощности от неплотности возрастают. Диапазон выгодного регулирования зависит от типа компрессора и формы кривой зависимости к. п. д. от частоты вращения и степени повышения давления.

 При постоянной частоте вращения двигателя ступенчатое регулирование компрессора можно осуществлять при помощи коробки передач, что усложняет привод, а плавное — посредством гидродинамической муфты, что, однако, снижает экономичность регулирования почти до уровня, присущего дросселированию в потоке газа.

 Дросселирование на входе в компрессор приводит к уменьшению плотности газа и, следовательно, к сни­жению подачи компрессора. Объемный расход газа V_H, зависящий от степени повышения давления, при постоянном конечном давле­нии падает из-за увеличения е, что еще больше снижает количе­ство подаваемого газа. Понижение давления перед компрессором при сохранении конечного давления вызывает возрастание конеч­ной температуры, что может быть особенно опасным при работе на воздухе, содержащим пары масла. При перекачивании горючих газов разрежение при входе в компрессор может привести к под­сасыванию из атмосферы воздуха вследствие негерметичности узла регулирования, к образованию полимерных соединений и взрыво­опасных смесей. Дросселирование сопровождается увеличением удельного расхода энергии, что снижает эффективность его при­менения по сравнению с другими способами длительного регу­лирования.

Перепуск газа из нагнетательной линии в область всасывания — основное средство разгрузки компрессора при пуске. Если при этом нагнетательный трубопровод остается под давлением, то на нем устанавливают обратный клапан или за­движку. Дроссельный перепуск применяется в сочетании с дру­гими методами ступенчатого регулирования.

 

2.2 Методы регулирования динамических компрессорных машин

 

  1.Дросселирование   на   выходе   компрес­сора

  2.Дросселирование'  на   входе   в   компрес­сор. Каждому  положению дросселя  соответствует своя линия изменения начального давления в зависимости от расхода газа V_oи, следовательно, своя характеристика р_к — V_o при постоян­ной частоте вращения (рис. 2, а).Линии всех характеристик 1, 2, 3, ... сходятся в одной точке, поскольку при закрытой за­движке на выходе дросселирование на входе не имеет значения. При дросселировании критическая точка характеристики k смещается влево. Поэтому при запуске и остановке машины, чтобы избежать работы в помпажной зоне, следует закрывать дроссель, а затем манипулировать с задвижкой на выкиде.

1. Изменение  частоты   вращения. Поле харак­теристик машины при различных частотах вращения (рис. 2, б) может быть использовано для  определения  и  поддержания той частоты вращения, при которой компрессор подает необходимое количество газа при заданном противодавлении (по пересечению линии АВ потребных режимов с кривыми р._л—V_o).

2. Поворот   лопастей   направляющего   ап­парата   (рис. 2, е). При закручивании потока газа перед входом в рабочее колесо с помощью лопастей скорость с_ои может иметь, как положительное, так и отрицательное значение. Ско­рость с_ок, согласно уравнению Эйлера, изменяет удельную работу рабочего   колеса,   а   следовательно,   и   характеристику ε-V_oкомпрессора  (рис.  2,  г),  особенно значительно для  рабочего колеса с малым отношениемD₂/D_v По эффективности этот способ выше, чем дросселирование, но уступает регулированию частотой вращения.

3. Поворот   лопастей   диффузора.   При изменении угла установки лопастей диффузора и уменьшении входного угла наклона лопастей а_2л граница помпажа отодвигается в сторону меньших значений V_н. По расходу энергии этот способ экономич­нее, нежели предыдущий, но конструктивно более сложный.

4. Перепуск   газа.  Для  устойчивой работы  компрессора при  малых  расходах  газа  (за  границей  помпажа)  применяется перепуск газа на вход в компрессор (или выпуск в атмосферу). При уменьшении  подачи  непосредственно  перед границей зоны помпажа Р—Р(точка А на рис. 2, д) открывается клапан, вы­пускающий часть газа из нагнетательной линии. При этом потре­битель получает количество газа в объеме V_гп, а на вход компрес­сора  направляется объем   V_гп— V_п.

 

Рисунок 2 – Способы регулирования подачи центробежных компрессоров

а – характеристики при дросселировании во всасывающий линии; б – характирстики при изменении частоты вращения; в – схема устройства для регулирования лопастями при входе: 1 – рабочее колесо; 2 – поворотные лопасти; 3 – корпус компрессора; 4 – вал; г – изменение характеристики: α – угол поворота лопастей; д – регулирование перепуском газа

 

ОСНОВЫ ТЕОРИИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

 

В машинах, предназначенных для сжатия газа. увеличение давления происходит или за счет уменьшения объема просторную, в котором находится газ (объемные компрессоры, к числу которых относятся поршневые и винтовые), или за счет сообщения потока газа энергии от динамического влияния на него лопат рабочих колес (центробежные компрессоры).

На рис. 87 показанные схемы поршневых компрессоров одностороннего и двустороннего действия. В современных компрессорах вместо кривошипного вала применяется коленчатый. В компрессоре одностороннего действия, где цилиндр не имеет задней крышки, механизм движения более простой, в нем отсутствуют крейцкопф и шток.

В компрессоре одностороннего действия (рис. 87, а) всасывание воздуха из атмосферы в цилиндр происходит через всасывающий клапан при походке поршня по левую сторону по правую сторону. При походке поршня по правую сторону по левую сторону этот клапан закрывается. воздух сжимается и выталкивается через нагнетательный клапан в воздухопроводную сеть. В компрессоре двустороннего действия эти процессы протекают с обеих сторон поршня (рис. 87, б).

Описанные компрессоры называются одноступенчатыми, сжатие воздуха в них от начального к конечному давлению вырабатывается сразу за один ход поршня. В многоступенчатых компрессорах сжатие воздуха от начального до некоторого промежуточного давления вырабатывается в первой ступени, а потом в следующих ступенях он сжимается к необходимому конечному давлению.

 

 

 

Рис. 87. Схемы поршневых компрессоров:

а —одностороннего действия; б-двустороннего действия; 1- цилиндр; 2 — поршень; 3,4— всасывающий и нагнетательный клапаны; 5 - вал; 6- кривошип; 7 – шатун; 8 — крейцкопф; 9 – шток.

Процессы, которые протекают в компрессорах, как известно из термодинамики, могут быть изображены в координатных осях давления р и объема В, а также в осях абсолютной температуры Т и энтропии 5. При изображении в осях р-V может быть определенная затрачиваемая в компрессоре робота как площадь, ограниченная линией кругового процесса, при изображении в осях Т—5 — теплота.

Рис. 88. Диаграмма теоретического процесса в одноступенчатом поршневом компрессоре одностороннего действия

Низшее относительно поршневых компрессоров используются координаты р-V, а к центробежных — как координаты р-V, так и Т — 8.Теоретический процесс поршневого компрессора можно было бы осуществить при следующих условиях: 1) после выталкивания в цилиндре компрессора не останется сжатый воздух; 2) давление и температура воздуха при всасывании не изменяются и остаются такими же, как в окружающей компрессор атмосфере; 3) давление и температура сжатого воздуха при его выталкивании не изменяются и одинаковые с давлением и температурой воздуха в напорном трубопроводе.

 

По диаграмме теоретического процесса в одноступенчатом компрессоре одностороннего действия в координатных осях давления р (здесь и дальше принятые обозначения: р — абсолютное давление, р_и — избыточное давление) и объема V (рис. 88) процесс всасывания в компрессор воздуха объемом V₁ при давлении р₁изобразится линией 1-2,

процесс сжатия его — кривой 2-3, процесс выталкивания сжатого воздуха объемом V₂ при давлении р₂ в напорный трубопровод — линией 3-4, процесс выравнивания давления в цилиндре от р₂ к р₁— линией 4-1. Процессы в компрессоре двустороннего действия изобразятся двумя такими диаграммами, повернутыми друг относительно вторая на угол 180°.

Полная работа L_k, израсходованная в компрессоре, представляет собой площадь кругового процесса 1-2-3—4-1 и равняется сумме работ процессов всасывания L_вс = р₁V₁, сжатия   и выталкивание L_выт = p₂V₂, то есть   (106)

Масштаб работы определяется на основании принятых масштабов давления и объема. Допустим, что 1 МПа (1 000 000 Н/м²) отвечает 2см, а 1 м² - 5см, тогда 1 000 000 Н·м (Дж) отвечает 10 см'².

Диаграмма теоретического процесса в одноступенчатом поршневом компрессоре одностороннего действия показанная на рис. 88. Процесс сжатия может быть изотермической (2-3), адиабатным (2-3') и политропным (2-3").

При изотермическом сжатии температура постоянная и от воздуха отводится вся теплота, которая выделяется в процессе сжатия.

При этом процессе

 (107)

В цикле с изотермическим сжатием L_вс ⁼ L_выт,так как Р₁V₁=P₂V₂. Ведь

L_к.с = L_сж, то есть работа, затрачиваемая в компрессоре,

 (108)

Если объемы выражены в м³, то для получения работы в Дж (Н·г) в формуле (108) и в следующих формулах работы давление должный быть выражен в Па (Н/м²).

При изотермическом процессе от воздуха при сжатии отводится теплота (Дж)

 (109)

При адиабатном сжатии к воздуху не привстает и от него не отводится теплота. Линия адиабатного процесса сжатия в координатах р-V круче линии изотермического процесса.

При адиабатном процессе справедливые следующие зависимости между давлениями р и абсолютными температурами Т, с одной стороны, и объемами V — с другого, а также между температурами и давлениями:

 (110)

где k==1,4 — показатель адиабаты (отношение теплоемкост воздух при постоянном давлении порівн к теплоемкости его при постоянном объеме С_v);

 ; (111)

 .; (112)

При цикле с адиабатным сжатием

откуда

 . (113)

На основании выражений (110) и (113)

 

 (114)

Политропное сжатие воздуха в компрессоре применяется с отводом теплоты, то есть с охлаждением (п < k).

При цикле с политропным сжатием справедливые те же зависимости, то есть (110)—(114), что и при адиабатном сжатии, но с применением вместо показателя адиабаты k показателя политропы г.

Количество теплоты Q (Дж), что відводиться от т кг воздух при сжатии его по политропному процессу,

 (115)

где C_v = 0,7243 кдж/(кг·КР)-средняя массовая теплоемкость воздуха при постоянном объеме и температуре 0 ... 200 °С.

Минимальная работа будет затрачиваться в компрессоре с изотермическим сжатием (площадь 1-2-3—4-1), а максимальная — при адиабатном сжатии (площадь 1-2-3'—4-1). Максимальная площадь будет больше минимальной на величину площади 2-3-3'—2. При изотермическом сжатии за все время процесса температура сжимаемого воздуха будет равняется температуре всасываемого. При адиабатном сжатии температура сжатого воздуха будет выше температуры всасываемого, и это может появиться причиной взрыва от вспышки смазочного масла. Адиабатное сжатие тем более невыгодно, чем больше степень повышения давления ε= р₂/p₁.

Так как изотермическое сжатие в компрессоре через условия охлаждения практически осуществить невозможно, то сжатие вырабатывается по политропному процессу (линия 2-С") при п = = 1, 3, ... 1,35 с частичным отводом тепла от воздуха, что выгоднее адиабатного.

Соответствующей действительности процесс поршневого компрессора отличается от теоретического следующим:

1) при выталкивании сжатого воздуха его часть остается в просторному между поршнем, который находится в крайнем положении, и крышкой цилиндра, а также в каналах, которые соединяет клапаны с цилиндром; это пространство называется вредной;

2) имеют место сопротивления при всасывании атмосферного воздуха в фильтре и в всасывательных клапанах, а при выталкивании сжатого воздуха — в нагнетательных клапанах;

3) имеются неплотности между поршнем и стенками цилиндра, в клапанах и сальниках;

4) в конце всасывание температура воздуха в цилиндре повышается;

5) сжимаемый воздух содержит частицы водного пара. При походке всасывания сжатый воздух, который остался в вредном пространстве, расширяется (рис. 89, а, кривая 4-1} и давление его _падает от р₂ к р1. Очевидно, что всасывание начинается не

 

 

Рис. 89. Диаграмма процесса в одноступенчатом компрессоре с учетом влияния:

а — вредного пространства; бы — вредного пространства и клапанов

в начале хода поршня; а только тогда, если давление в цилиндре станет ниже давления атмосферного воздуха, то есть будет всасываться меньший объем воздуха, чем при теоретическом процессе.

Отношение α₀ объема V₀ вредного просторную к объему V_п, описываемому поршнем за один ход, называется коэффициентом вредного пространства. Обычно α_в = 0,03...0,06.

Отношение α₀ объемаV_в всасываемого в компрессор воздуха с учетом влияния вредного пространства к объему V_пназывается объемным коэффициентом компрессора.

Для общего случая расширения воздух, который остался в вредному просторные, по политропе

 p2   =p₁(V_п+V_о+V_в)ⁿ (116)

На основании этого выражения и понятия про “в и “про имеем

 (117)

то есть объемный коэффициент тем более, чем меньше коэффициент вредного пространства α_В и степень повышения давления ε и чем больше показатель политропып расширение воздух, который остался в вредном пространстве.

Вредное пространство почти не влияет на работу, затрачиваемую в компрессоре, но снижает производительность компрессора.

Давление р₁ воздух в цилиндре при всасывании будет меньше давления р_а атмосферного воздуха в связи с сопротивлением:

1) при проходе воздуха через фильтр, который всасывает трубу и под пластинками клапана;

2) обусловленным инерцией клапанных пластинок и пружины при открытии клапана;

3) от инерции воздуха, вследствие чего линия всасывания снижается в первой половине и немного повышается в второй половине хода поршня.

При этом объем V_В всасываемого в компрессор воздуха, приведенный к атмосферному давлению, будет еще меньшее, а затрачиваемая работа возрастает на величину, изображаемую заштрихованной площадью, которая розташованаі ниже линии атмосферного давления (рис. 89, б).

Давление р₂ сжатые воздух в компрессоре будет больше давления р_рез сжатого воздуха в воздухосборнике и воздухопроводной сети в связи с сопротивлением: 1) при проходе воздуха под пластинками нагнетательного клапана; 2) обусловленным инерцией клапанных пластинок и пружины, которая проявляет в момент открытия клапана; 3) при проходе воздуха от клапана к нагнетательному патрубку компрессора. При этом затрачиваемая работа возрастает на величину, пропорциональную заштрихованной площади, которая розмещена выше линии давления сжатого воздуха в резервуаре.

Выступ в начале линии всасывание и выталкивание на диаграмме объясняется инерцией подвижных элементов клапанов.. Неплотности в компрессоре имеют место: в всасывательных клапанах (из-за чего при сжатии и выталкивании часть воздуха просачивается назад в всасывающий трубопровод); в нагнетательных клапанах (в связи с чем во время всасывания частично поступает воздух из напорного трубопровода); между поршнем и стенками цилиндра и в сальниках (вследствие чего воздух при сжатии и выталкивании может перетекать с одной пустоты цилиндра в другую и просачиваться из него). В результате соответствующей действительности производительность компрессора уменьшается, причем работа на сжатие воздуха, который вытекает через неплотности, затрачивается напрасно.

В момент всасывания снова поступает воздух смешивается с оставшимся в цилиндре и непрерывно подогревается от стенок цилиндра. При этом уменьшаются плотность воздуха и, итак, массовая производительность компрессора, хотя его объемная производительность остается бывшей. Затрачиваемая работа остается такой же, но относится уже к меньшей массовой производительности компрессора.

В воздухе помещается водный пар, который, конденсируя после выхода из цилиндра, также уменьшает массовую производительность компрессора.

Таким образом, соответствующей действительности производительность компрессора меньше теоретической. Все потери производительности в компрессоре учитываются коэффициентом подачи.

Отношение соответствующей действительности подаваемого за один ход объема Vд воздух, перечисленного на давление и температуру всасывания, к объему, описываемому поршнем компрессора за один ход, называется коэффициентом подачи компрессора α_г, что обычно равняется 0,75...0,9.

Повысить коэффициент подачи и, итак, соответствующей действительности производительность компрессора можно:

1) правильным выбором объема вредного пространства;

2) уменьшением сопротивления при всасывании;

3) красивым уплотнением в компрессоре;

4) чистотой цилиндра и других частей машины;

5) обеспечением по возможности более низкой температуры всасываемого воздуха.

Лабораторная работа № 7

Тема: Изучение зависимости подачи компрессора от частоты вращения вала компрессора, количества ступеней

Цель: Формировать умения по расчету технических показателей компрессорных машин.

Определение количества ступеней сжатия компрессора и значения давлений на каждой ступени

Условия:

Необходимо осуществлять подачу аммиака в размере 160 м³/час под давлением … мПа. Начальное давление азота составляет … мПа, а начальная температура – 20°C. При расчетах принять максимальную степень сжатия x равной 4.

Задача:

Необходимо определить количество ступеней сжатия компрессора и значения давлений на каждой ступени.

Теоритические сведения.

Сперва рассчитаем необходимое количество ступеней n, воспользовавшись формулой для определения степени сжатия:

xn = Pк/Pн

Выразим и рассчитаем значение n:

n = log(Pк/Pн) / log(x)

Округлим получившееся значение до ближайшего большего целого числа.

Далее уточним степень сжатия одной ступени, положив, что степень сжатия на каждой отдельной ступени одинаково.

x = n√(Pк/Pн)

Рассчитаем конечное давление первой ступени Pn₁ (n = 1), которое является также начальным давлением второй ступени.

Pк₁ = Pн • xⁿ

Рассчитаем конечное давление второй ступени Pn₂ (n = 2), которое является также начальным давлением второй ступени.

Pк1 = Pн • xⁿ

Итого в компрессоре должно быть … ступени, причем на первой ступени давление повышается с 0,1 мПа до … МПа, на второй – с … МПа до … МПа и на третьей – с … МПа до … МПа.

	вариант
	1	2	3	4	5
Р1 МПа	0.1	0.15	0.2	0.1	0.15
Р2 МПа	4.5	5	5.5	3.5	4

Практическая работа №18

Тема: Расчет рабочего колеса нагнетателя.

Цель: Произвести расчет рабочего колеса, построить разрез рабочего колеса.

Практическая работа №19

Тема: Центробежные нагнетатели

Цель: Изучить конструкцию центробежных нагнетателей

Центробежные нагнетатели (газовые компрессоры) являются основной рабочей машиной компрессорных станций газопроводов. В большинстве случаев они выполняются одно- или двухступенчатыми и представляют собой стационарные турбомашины сравнительно большой массы.      Главными составными частями ступени центробежного нагнетателя (ЦН) являются рабочее колесо и диффузор. Схема лопаточной решетки рабочего колеса с треугольниками скоростей на входе и выходе. При вращении рабочего колеса на входе его создается разрежение. Поступающий в межлопаточное пространство газ под действием центробежных сил движется в плавно изогнутых каналах рабочего колеса. Поток в ступени ЦН пространственный. Абсолютную скорость движения газа с рассматривают относительно статора компрессора. Ее можно представить как геометрическую сумму трех составляющих: осевой с_а, радиальной с_r и окружной с_u. Скорость движения частиц газа относительно элементов рабочего колеса нагнетателя называют относительной и обозначают (w). Ее также можно разложить на составляющие. Скорость движения элементов рабочего колеса (u) является переносной.  

 Для ЦН, как и для других турбомашин, справедливо уравнение неразрывности в виде G = ρсF, а для радиальной части в виде V=πDвτc_r, где V - объемный расход, D и в - соответственно диаметр и ширина канала, τ - коэффициент стеснения сечения лопатками. Отношение расходной составляющей скорости к окружной скорости называют коэффициентом расхода φ. Для радиальной части рабочего колеса φ=c_r/u, для выхода φ_2r=c_2r/u₂. Вторым уравнением, характерным для турбомашин, является уравнение движения (уравнение Эйлера). Применительно к единице массы рабочего тела, прошедшей через рабочее колесо ЦН, его используют в виде H_ад= u₂c_2u - u₁c_1u, где c_2u, c_1u - проекции абсолютной скорости на окружное направление. Это уравнение не учитывает трения и сжимаемости газа и получено при бесконечно большом числе лопаток. Отношение доли энергии в ступени, превращенной в потенциальную энергию давления, ко всей энергии, сообщенной потоку в рабочем колесе, называют степенью реактивности. В ЦНПГ применяют ступени только со значительной реактивностью, т.е. такие, в которых энергия давления превышает энергию скорости.  

    Пользуются также понятием коэффициента теоретического напора Ψ= H_ад /u²₂. При c_1u=0 Ψ_т= c_2u /u₂ . На практике иногда используют ψ_т=2c_2u /u₂.      Под степенью сжатия нагнетателя pн* по полным параметрам понимается отношение давлений, т.е. π_н^*=p_2н^* /p_1н^*.  

    По развиваемому отношению давлений центробежные компрессорные машины (ЦКМ) разделяют на вентиляторы, нагнетатели и компрессоры. Вентиляторы имеют π≤1,15, нагнетатели большей частью π_н=1,1...2,7. Центробежные компрессоры - компримирующие машины на более высокую степень сжатия, в промышленных установках они снабжены обычно промежуточными охладителями рабочего тела для снижения потребляемой мощности. В англоязычной технической литературе нагнетатели природного газа называются газовыми компрессорами, иногда бустерами. При заданном напоре все ЦКМ с использованием центробежных сил требуют меньшей окружной скорости и меньшей частоты вращения, чем осевые лопаточные машины. Кроме того, нагнетатели центробежного типа менее чувствительны к наличию капель влаги и частиц пыли в транспортируемом газе, чем осевые компрессоры.