книги из ГПНТБ / Криогенные поршневые детандеры

объемная производительность компрессора в м3/с при давлении р 0\ пк — пока­

затель политропы сжатия; а н — степень сжатия в компрессоре.

Определение диаметра Dx компрессора и величины мертвого объема аок

основывается на втором уравнении энергетического баланса (189), для чего находят аналитические выражения всех его членов, решают уравнение графо­

но также решить уравнение аналитическим способом с применением электрон­ но-вычислительной машины.

Ход S поршня компрессора для всех схем равен ходу поршня детандера. При отсутствии обслуживающих механизмов (лубрикатора, клапанов детан­

дера и т. п.) LgM = 0, а для схемы, изображенной на рис. 64, a, = О,

123

Рис. 40. График баланса работ обратного хода БДК

Од = Ок. В последнем случае требуется определить только мертвый объем компрессора.

Работа LK в компрессорной полости при движении поршня к в. м. т.

равна

Lk—L34 + Ou,

т к — показатель политропы расширения; р2к и p iK— давление газа в цилинд­

ре компрессора соответственно в начале нагнетания и сжатия, МН/м2. В уравнении (196) три неизвестных величины L„, DK и a w

Величина работы, затрачиваемой на преодоление сил трения и на привод обслуживающих механизмов,

где ра — давление в буферной полости, МН/м2.

124

уравнение с двумя неизвестными DK и Оок, для аналитического решения ко­ торого необходимо найти зависимость аок = f (D«). Используя выражение для

объемного коэффициента компрессора

к —■1 — °ок \ а к к I

получаем

производительности компрессора вследствие подогрева газа при поступлении

компрессора, учитывающий утечки газа из цилиндра через выпускньш клапа­

Pik = Р о — Д Р 1К = 0,1033— 0,01 = 0,0933 МН/м2;

Г,к = Т0 + \ Т К= 293 К 4- 20 К = 313 К;

125

б) давление в цилиндре компрессора в начале нагнетания:

Рак = 0,0933-2,36 = 0,222 М Н /м2.

Данные расчета величины L„ в зависимости от диаметра компрессора DK

приведены в табл. 17. По результатам расчета на рис. 40 построена зависи­

[(^ ^ )',,'',- 1])-ад735кДж;

б) работу, затрачиваемую на преодоление сил трения и на привод обслу­ живающих механизмов, — по формуле (197)

4 75

L ' = 0 ,2 5 (1 — 0 ,9 ) т ^ - ^ г = 0 ,0071 кДж .

1000/60

Принимаем L 0M = 0 .

в) Работу буферной полости — по формуле (198)

L6 = 3 ,2 4 (D 2 — 0,052).

Суммарное сопротивление движению поршней при обратном ходе опре­ деляется по уравнению (191). Данные расчета приведены в табл. 18.

126

Г л ав а V I. О Р Г А Н Ы Г А З О Р А С П Р Е Д Е Л Е Н И Я

1. Разновидности клапанов и клапанного привода

лительного механизма определяются давлением газа, рабочим циклом, уровнем температур и т. п. Клапаны поршневых детан­ деров работают в условиях низких температур, часто при высо­ ких давлениях и больших инерционных нагрузках и нередко ограничивают возможность повышения числа оборотов (или циклов) детандера. Поэтому при создании современных детан­ деров стремятся усовершенствовать традиционную схему газо­ распределения с впускным 1 и выпускным 2 клапанами, имеющими принудительный внешний привод (рис. 41, а).

Для этих целей применяют разгрузку клапанов, т. е. умень­ шают усилие, необходимое для открытия клапанов, упрощение привода клапанов, замену одного (впускного или выпускного) клапана или обоих клапанов золотниковым, бесклапанным га­ зораспределением. Для уменьшения усилия подъема впускного клапана целесообразно повышение конечного давления обрат­ ного сжатия. У поршневых детандеров высокого давления с этой же целью устанавливаются специальные разгруженные клапа­ ны, которые несколько увеличивают мертвое пространство, но дают возможность уменьшить усилие отрыва клапана от седла до необходимой величины. На рис. 41, б изображена схема пря­ моточного детандера с обратным сжатием, с впускным разгру­ женным клапаном 1 поршневого типа, с выпуском расширенно­ го газа через окна 3 в цилиндре.

Для повышения числа оборотов и уменьшения теплопритоков к цилиндру детандера через механизм привода клапанов в детандерах могут быть применены клапаны с приводом от поршня (рис. 41, в). Выпускной клапан устанавливается в пор­ шне или в нижней части цилиндра (рис. 41,г). Во втором случае обеспечивается лучший доступ к клапану при его обслуживании и уменьшается контакт холодного газа с теплыми частями машины.

Полный выпуск расширенного газа может быть обеспечен применением выпускных окон 3 и встроенного в поршень

128

(рис. 41,<3) или в цилиндр самодействующего выпускного кла­ пана 4, открывающегося под действием пружины после откры­ тия выпускных окон и падения давления газа в цилиндре. Клапан 4 закрывается при подходе поршня к в. м. т. под дей­ ствием толкателя 5, установленного в поршне или головке цилиндра.

Прямоточный цикл работы поршневого детандера с непол­ ным обратным сжатием газа может также осуществляться подачей сжатого газа в цилиндр через каналы 6 в поршне и вы­ пуском расширенного газа через приводной клапан 2, установ­ ленный в головке (рис. 41, е). Такое устройство испытано в детандере с диаметром поршня 26 мм при начальном давле­ нии газа 1,32 МН/'м2 и конечном давлении 0,1 МН/м2.

Зарубежные фирмы, например Clark Bros Со (США), Mes­ ser (ФРГ), Народное предприятие Wurzen (ГДР) выпускают вертикальные детандеры высокого и среднего давления с гид­ равлическим приводом клапанов, который обеспечивает широ­ кий диапазон регулирования и высокую экономичность. В Со­ ветском Союзе также есть опыт создания детандеров с неме­ ханическим приводом клапанов. Так, в крупном азотном детандере высокого давления нашел применение гидравличе­

крытия, высокую износостойкость и прочность. В узлах кла­ панов не должно быть непродуваемых тупиковых объемов. Теоретические и экспериментальные исследования, проведенные за последние годы, показали, что потери от дросселирования в клапанах в процессах впуска и наполнения, выхлопа и вытал­ кивания могут составлять от 8—10% до 25—30% всей суммы потерь при расширении газа в поршневом детандере. Кроме того, как уже упоминалось выше, работоспособность клапанов и их привода являются основным фактором, ограничивающим

При компоновке клапанов стремятся обеспечить быструю и удобную смену клапана или его частей и разместить клапан как можно ближе к цилиндру, сокращая этим мертвое пространство.

По способу открытия клапаны бывают толкающего и тяну­

130

для выпускного клапана

с мягкими уплотнителями, в частности с пластмассами (фторо­ пласт-4), хорошо работающими при низких температурах. До­ пустимые давления на армированный фторопласт для холодных

Рис. 42. Схема клапанов толкающего типа:

а — клапан впуска; 6 — клапан выпуска

Рис. 43. Схема клапанов тянущего типа:

а — клапан впуска; б — клапан выпуска

сти в различных сечениях клапана с соблюдением принципа прямоточности. Средние скорости газа в клапане: 25—40 м/с — для впускных и 20—30 м/с — для выпускных клапанов.

Для неразрывности потока должна быть соблюдена сле­ дующая зависимость:

где /кл — площадь клапана; Fn — площадь поршня; сср — сред­ няя скорость поршня за период открытия клапана (ее опреде­ ляют по диаграмме скоростей поршня); скл — средняя скорость газа в клапане.

При плоской тарелочке клапана (рис. 44) из условия равен-

ltd?

ства скоростей газа, проходящего через седло сечением —■—

и цилиндрическую поверхность ndh, высоту подъема клапана А находят по уравнению

Практически высота подъема клапанов А равна 3—8 мм; большие подъемы соответствуют машинам с большей произ­ водительностью и умеренными оборотами.

Повышение скорости в седле клапана приводит к повышен­ ному дросселированию газа (депрессии). Для сокращения депрессии применяют диффузорные клапаны [46, 67].

Механический привод клапанов осуществляется либо от кулачков, закрепленных на валу детандера или на специальном кулачковом валике, либо непосредственно от поршня детан­ дера. Привод клапанов от поршня детандера (так называемый «внутренний привод клапанов») позволяет не только упростить механизм привода и ос­ вободиться от кулачково­ го распределения, но и упразднить уплотнение

132