книги из ГПНТБ / Основы теплотехники и гидрогазодинамики учеб. пособие

или

Но

и

поэтому

к / а д '

Откуда

(8 .126а)

Таким образом, мы пришли к уравнению (8,3), следовательно, уравнения (8.26) и (8.3) ничем не отличаются друг от друга.

Ротационные компрессоры

Наибольшее практическое применение из этой группы комп­ рессоров находят пластинчатые п роторно-лопастные (рис. Тб.

аи б).

Впластинчатом компрессоре ротор 1 устанавливается в корпу­

се 2 таким образом, что между ротором п корпусом образуется серповидное рабочее пространство. В радиальные пазы ротора свободно вставляются гонкие пластины 3. В процессе работы ' омпрессора пластины под действием центробежных сил выдвигаются из пазов и скользят торцовыми поверхностями по рабочей поверх­ ности корпуса, разделяя серповидное рабочее пространство н. от­ дельные камеры изменяющегося объема.

При вращении ротора объем камер между пластинами по мере передвижения мх от всасывающего патрубка 4 к нагнетательно­ му 5 уменьшается, благодаря чему рабочее тело, поступающее пз всасывающего патрубка, сжимается п подается под более высоким давлением в нагнетательный патрубок.

У роторно-лопастных нагнетателей (см. рис. 8.6, б) в корпусе 1 располагаются два вращающихся ротора 2. При работе компрес­ сора рабочее тело из всасывающей полости 3 входит в отсеки меж­ ду полостями и корпусом п переносится в нагнетательную полость4. В момент соединения отсека с нагнетательной полостью происхо­ дит мгновенное сжатие за счет энергии ранее сжатого рабочего те­ ла, находящегося на линии нагнетания. При входе лопасти одного ротора во впадину другого сжатое рабочее тело вытесняется "л-рез нагнетательный патрубок к потребителю.

200

Принцип действия ротационных компрессоров практически ни­ чем не отличается от поршневых компрессоров, поэтому к ним от­ носится все сказанное относительно одноступенчатого поршневого компрессора.

а)

5

Рис. 8.6. Принципиальные схемы ротационных ком­ прессоров:

л —роторно-пластинчатый; 6 — роторно-лопастной.

Основные преимущества ротационных компрессоров перед поршневыми заключаются в большей их компактности и меньших весогабаритных данных. Однако работа этих компрессоров может сопровождаться значительными перетечкамн рабочего тела, поэто­ му они имеют меньшие значения изотермического и адиабатного

201

коэффициентов полезного действия. Возможные степени повыше­ ния давления в таких компрессорах также значительно ниже, чем в поршневых в силу тех же причин.

Для пластинчатого компрессора производительность V может быть определена по уравнению

f\v — коэффициент подачи.

МНОГОСТУПЕНЧАТОЕ СЖАТИЕ

Производительность всех одноступенчатых компрессоров с уве­ личением давления сжатия резко снижается п при определенных значениях давления р-2, как это показано на примере поршневого компрессора, может стать равной нулю. Кроме того, с увеличением давления сжатия повышаются темпера! уры рабочих деталей н воз­ никает опасность воспламенения масла, что также ограничивает возможность осуществления рабочего процесса одноступенчатых компрессоров при высоких давлениях. Поэтому, например, одно­ ступенчатые поршневые компрессоры можно использовать для сжатия газов и паров до давлении не выше 10 кг/см2, а оптималь­ ные значения степени повышения давления ~ в них находятся в пределах 5—5,5. В центробежных компрессорах, для которых мак­ симально допустимые степени повышения давления 3,5—4,5, воз­ можности получения максимальных давлений еще меньше. Наи­ худшими возможностями с рассматриваемой точки зрения обла­ дают ротационные, особенно роторно-лопастные компрессоры, для которых ~ = 2.

Таким образом, одноступенчатые компрессоры не пригодны для получения сжатых газов и паров высокого давления. Поэтому сжа­ тые газы и пары с высокими давлениями получаются при многостуленчатом сжатии в многоступенчатых компреосцрах.

Многоступенчатые компрессоры обычно представляют собой совокупность нескольких последовательно работающих, однотип­ ных (например, поршневых, центробежных и т. п.) или разнотип­ ных (например, сочетание центробежного м поршневого, осевого ш 'центробежного и т. ;п.) 1компрессоро:В.

Многоступенчатое сжатие прежде всего позволяет использо­ вать более низкие степени повышения давления в каждой из ступе­ ней, благодаря чему у компрессоров первой группы повышается объемный к. п. д., а у компрессоров второй группы снижаются

202

пкомпрессора в целом.

Вмногоступенчатых компрессорах легко может быть осуществ­

лено промежуточное охлаждение рабочего тела между ступенями, что дает возможность снизить температуры рабочего тела в нача­ ле и конце сжатия, обеспечивая тем самым улучшение условий ра­ боты компрессора л повышение его |Надеж1НОстп.

Наконец, одним из важных преимуществ многоступенчатых комinреюсоров является .меньший расход энергии на привод компрес­ сора, т. е. снижение работы сжатия. Как было выяснено ранее, наи­ более экономичным в компрессоре является изотермическое сжа­ тие, так как затрачиваемая в процессе изотермического сжатия ра­ бота значительно меньше, чем при адиабатном или политропном сжатии. В одноступенчатых компрессорах, даже при самом совер­ шенном охлаждении стенок цилиндра, процесс сжатия обычно да­ лек от изотермического. В многоступенчатых компрессорах, где процесс охлаждения рабочего тела осуществляется в несколько ступеней, отвод тепла может быть более совершенным и процесс сжатия рабочего тела в каждой из ступеней п в компрессоре в це­ лом может быть пли полностью изотермическим, пли достаточно близким к нему.

На рис. 8.7,о н б показаны принципиальная схема и теоретичеческая индикаторная диаграмма двухступенчатого поршневого компрессора.

Рис. 8.7. Принципиальная схема (а) и теоретическая

ный процесс сжатия рабочего тела в первом цилиндре до промежу­

лодильнике; 41' — процесс всасывания рабочего тела во второй ци-

203

лпндр ('высокого аавленшя); 1'2' — процесс политротн ого сжатия рабочего тела во втором цилиндре до конечного давления р-у 2'3 — процесс выталкивания сжатого рабочего тела в нагнетательную магистраль.

Как видно пз индикаторной диаграммы, вследствие охлажде­ ния рабочего тела в промежуточном холодильнике объем его уменьшается по сравнению с объемом в конце сжатия в первой сту­ пени на величину — Vv и точка Г, соответствующая началу сжа­ тия во второй ступени, смещается на 'изотерму 16. В результатеполитропное сжатие рабочего тела при двух ступенях (линия 12."2') приближается к изотермическому (линия 11'6), при этом получает­ ся экономия работы, соответствующая площади 2Г2'2"2. С увели­ чением количества ступеней, очевидно, действительный процесс сжатия будет еще ближе к изотермическому, а экономия ра'оты на сжатие будет еще значительнее.

Важнейшее значение при многоступенчатом сжатии п.меег оп­ тимальное распределение общего перепада давлений между от­ дельными ступенями. Критерием здесь, очевидно, должен служить минимальный расход энергии на привод компрессора при его мак­ симально возможной производительности. Рассмотрим этот вогтоос на примере двухступенчатого компрессора.

Если принять показатель политропы сжатия в обеих ступе чих одинаковым и равным п, а охлаждение рабочего тела после пер­ вой ступени Г], то отнесенная к I кг рабочего тела теоретич^:чая работа, затрачиваемая на привод компрессора п равная сумме за­ трачиваемых работ в отдельных ступенях, может быть выраже­ на как

Для того чтобы значение работы было минимальным, в пос­ леднем уравнении должно иметь минимальную величину выра­ жение

Поскольку переменным в этом выражении является величина p-и, продифференцируем его по этой величине и, приравняв произ­ водную нулю, определим значение р>i, при котором все выражение будет иметь минимум

204

Отсюда следует, что наиболее экономичная работа двухступен­ чатого компрессора будет иметь место тогда, когда обе ступени имеют одинаковое отношение давлений. Очевидно, в этом случае значения теоретической работы, затрачиваемой в каждой из сту­ пеней, будут также равны между собою, т. е.

Перемножив правые и левые части последних уравнений, получим

_Рг\ _Pi2 __Р12

Ри Рп Рп

Откуда

Pi! (8.29)

Рп

Нетрудно убедиться в том, что полученные применительно к двухступенчатому компрессору .выводы 'относительного распреде­ ления давлений между ступенями остаются справедливыми для компрессора с любым количеством ступеней. Поэтому для ком­ прессора, имеющего г ступеней,

ступеней;

Pi и Р\ — конечные и начальные давления в компрессоре (на выходе из компрессора и на входе в него).

Таким образом, для обеспечения оптимальных условий работы многоступенчатого компрессора степень повышения давления в

205

каждой из его ступеней должна быть равна корню степени, разной числу ступеней, из отношения конечного давления к давлению на входе в первую ступень.

При выполнении этого условия общая теоретическая работа компрессора будет равна

Количество тепла, отводимого в промежуточных ступенях к хо­ лодильнику, будет также одинаковым для каждой ступени. При постоянном давлении для одной ступени

Так как

7, _ (ро_

7*1 “ U

то

При наличии холодильника после последней ступени коли­ чество тепла, отводимого от рабочего тела, во всех холодиль­ никах будет равно

Рабочий объем цилиндра г-той ступени определяется удель­ ным объемом газа v( в начале сжатия, который при условии 7и = 7\ равен

206

поскольку наивыгоднейшие отношения давлений для каждой сту­ пени

Процесс многоступенчатого сжатия в компрессоре может быть изображен в координатах Т — s. Для герхступенчатого компрессо­ ра, например, такие диаграммы показаны на рис. 8.8,о п б. Здесь

Следует иметь в виду, что при выводе формулы мы предполага­ ли полное охлаждение рабочего тела до начальной температуры. В действительности такое охлаждение удается обеспечить очень редко, и практически предел охлаждения рабочего тела определя­ ется не только температурой охлаждающей воды, «о и размерами холодильников. Обычно при многоступенчатом сжатии имеет место ■иедоохлаждение рабочего тела, приводящее,в конечном итоге.к со­ ответствующему увеличению работы сжатия. На рис. 8.9 показана диаграмма двухступенчатого компрессора при неполном промежу­ точном охлаждении. Заштрихованная площадка на этой днаграм-

207

.ме изображает в соответствующем масштабе увеличение работы сжатия из-за неполного охлаждения.

дующим образом. Вращающиеся с окружной скоростью и под­ вижные лопатки перемещают струю воздуха вдоль осп, повышая при этом абсолютную скорость потока от С\ на входе в ступень (см. рис. 8.10,6) до с-2 на выходе из нее. При этом относитель-

Рис. 8.10. Принципиальная схема осевого многоступен­ чатого компрессора:

а —с х е м а к о м п р е с с о р а ; , ^ — с х е м а п р о т о ч н о й ч а с т и ; л — п л а н с к о р о с т е й .

208

•ная скорость потока в связи с увеличением поперечного сечения канала уменьшается от ач на входе до ао на выходе. Из кана­

повторяются и давление постепенно повышается от ступени к .ступени.

Схема лопаточного аппарата ступени осевого компрессора и треугольники рабочих скоростей изображены на рис. 8.10,6 и в.

1 4 З а к а з As 686