книги / Теплотехника (курс общей теплотехники)

в) при рреакт=0 повышение давления происходит только в направ­ ляющих лопатках (диффузорах), в которых превращение кинетической энергии в потенциальную протекает с большими потерями, свойствен­ ными диффузорам. В связи с этим осевые компрессоры со ступенями, построенными по этой схеме, на практике не применяют.

Процесс сжатия в,промежуточной ступени осевогокомпрессораизо­ бражен на диаграмме 5—1 на рис. 33-18. При этом в соответствии с рис. 33-17 принято, чтос2жс2 и с*жс\.

#Точка 1 отображает начальное состояние (р\ и й) рабочего тела; то4ка 1*—его полные начальныепараметры

1,пдк/пг

ном сжатии от давления р\ до давления р[ с потерями, равными ^ —1'и,

и увеличением энтропии до а'.

Точка 2' отображает параметры рабочего тела после изоэнтропного сжатия в направляющем аппарате диффузора, происходящего в резуль­ тате преобразования кинетической энергии в потенциальную при з'= =сопз! до давления р2. Политропный процесс 1[—2 является действи­

тельным процессом с потерями, равными 12—12и и увеличением значения энтропии до 5".

Точка 2* характеризует полные параметры рабочего Тела р\ и ?2

после ступени.

•Затраченная работа на сжатие в течение 1сек 1кг газа в реальном

407

При изоэнтропном сжатиизатратилось оы энергии ЛГул ~ Ц, — V + V — «•, + с2 —с2 ~ 1‘г, — <; кдж/кг.

Относительный адиабатный внутренний к.п.д. ступени

(33-35)

На рис. 33-19 схематично изображен процесс сжатия в многоступен­ чатом компрессоре на диаграмме 5—Л

Точка 0 характеризует начальные давление и температуру сжимае­ мого тела во всасывающем патрубке; точка 0* —его полные параметры, учитывающие начальную скорость с0.

В. подводящем патрубке, конфузоре и входном направляющем ап­ парате давление снижается до р\ и с этим давлением и энтропией 51 ра­ бочее тело поступает в первую ступень компрессора. В каждой после­ дующей ступени рабочее тело сжимается аналогично процессу, показан­ ному на рис. 33-18. После конечной ступени компрессора сжимаемое рабочее тело проходит спрямляющий аппарат и диффузор и приобрета­ ет заданное давление рк при энтальпии 1Ки скорости ск. Полные конеч­ ные параметры р*, и Т* рабочего тела отображаются точкой /(.

Действительная удельная мощность, затраченная в реальном ком­ прессоре на сжатие (т=1 кг/сек) рабочего тела внутри машины, со­ ставляет

При сжатий т кг{сек рабочего тела мощность, затрачиваемая на сжатие внутри машины будет равна

Теоретическую внутреннюю адиабатную удельную мощность всей машины можно приближенно определить по формуле

Полный внутренний адиабатный к.п.д. многоступенчатого осевого компрессора равен

Эффективная мощность его при секундной массе сжимаемого тела т кг равна

РЕГУЛИРОВАНИЕ КОМПРЕССОРНЫХ МАШИН

При отклонении от нормального количества расходуемого потреби­ телями сжатого тела меняется и необходимое,давление в сети.

Зависимость давления в сети от расхода сжатого тела называют ее характеристикой. Характеристика компрессорной машины обычно не

совпадает с характеристикой сети.

408

Задачей регулирования является совмещение этих характеристик

при наибольшем возможном к, п.д. компрессора. Рассмотрим некоторые из систем регулирования.

Компрессорные машины небольшой производительности (одноступенчатые)

Регулирование дросселированием. При применении этой системы регулирования на напорном (или реже на всасывающем)

давление р2. Поэтому если потребителям, требуется давление р$ н/м2, то оно можетбытьполученов результатедросселирования вуказанном выше дроссельном клапане. Поскольку снижение давления от р2 до р3 значи­ тельно увеличивает мощность, расходуемую вентилятором, дроссельное регулирование экономически, невыгодно. Тем не менее оно вследствие простоты и дешевизны находит применение.

Регулирование изменением числа оборотов. Из того же рисунка следует, что регулирование вентилятора можно осуществить изменением скорости вращения, в рассматриваемом случае снижением ее от п\ до п4. При этом потребляемая вентилятором мощность будет, приблизительносоответствоватьнеобходимой. Однако этот эффективный метод трудно осуществим, так как изменение числа оборотов при приво­ де компрессорных машин от электродвигателей может быть реализовано при применении постоянного электрического тока, коллекторных элект­

и поэтому их целесообразно применять только тогда, когда требуются незначительные изменения скорости вращения.

Для регулирования вентиляторов применяют также двухскорастные электродвигатели трехфазного тока. В этом случае регулирование в. ин? тервале двух скоростей осуществляется при помощи поворотных лопа­ ток вентилятора.

Этот способ регулирования основан на том, что закручивание потог ка во всасывающем патрубке вентилятора при математическом описа­

409

нии процесса проявляется в наличии в формуле (33-17), служащей для определения потребной для вентилятора мощности, члена сщи, а это говорит о том, что расходуемая вентилятором мощность уменьшается. Изменяя величину закручивания потока, можно регулировать произво­ дительность и создаваемое вентилятором давление.

Конструктивно поворотные лопатки для вентиляторов выполняют в следующих вариантах: радиальном (см. рис. 33-21,а); осевом (см. рис. 33-21,б).

Поворотные лопатки (упрощенные) устанавливают по окружности во всасывающем патрубке (показано на рис. 33-21,а). По другому ва-

Рис. 33-21. Схематическое изображение регулирующих поворот­ ных лопаток, устанавливаемых на всасывающем патрубке венти­ лятора:

а —радиальный направляющий аппарат; 6 —осевой направляющий аппа­ рат

рианту конструкции упрощенные поворотные лопатки устанавливают в цилиндрическом всасывающем патрубке как показано на рис. 33-21,6. Лопатки в сечении представляют собой по форме два полукруга, кото­ рые устанавливают так относительно друг друга, чтобы поток закручи­ вался.

Применение того или другого типа регулирования обусловливается условиями подвода сжимаемого тела к всасывающему патрубку ком­ прессорной машины и условиями работы потребителей.

Компрессорные машины большой производительности

Регулирование изменением скорости вращения. Вследствие больших мощностей, необходимых для привода крупных воздухо-газодувок, их обычно непосредственно соединяют с паровыми или газовыми турбинами. Паровые или газовые турбины в этом случае

410

рассчитывают на переменное число оборотовдлярегулированияработы компрессорной машины. В связи с этим турбины получаются несколько утяжеленной конструкции.

Регулирование скоростью вращения осложняется различием харак­ теристик компрессоров и турбин, но оно является одним из наиболее экономичных.

Регулирование дросселированием, как указывалось выше, не экономично, но в ограниченных пределах его применяют и для крупных машин вследствие его простоты и дешевизны.

Регулирование перепуском газа заключается в перепус­ ке части газа из напорного трубопровода или из промежуточных ступе­ ней компрессора в его всасывающий патрубок. При малых нагрузках иногда выпускают часть сжатого газа в атмосферу.

Перепуск газа вызывает большие термодинамические потери (а

Для уменьшения потерь применяют установку рекуперативной тур­ бины, через которую проходит перепускаемый газ и, расширяясь в ней, производит так или иначе используемую работу. Когда перепуск не тре­ буется, рекуперативная турбина работает в холостую, снижая эконо­

мичность установки.

Регулирование поворотными лопатками для крупных машин является весьма экономичным методом. Поворотными выполня­ ют направляющие или рабочие (или те и другие вместе) лопатки. Кон­ струкция компрессора с поворотными лопатками усложняется и его сто­ имость повышается, однако это компенсируется широкими возможнос­ тями экономичного регулирования машины. Этот метод целесообразно применять, когда компрессорная машина должна работать с перемен­ ным числом оборотов.

Помпаж. При работе турбокомпрессорных машин на сеть могут возникнуть неустойчивые режимы, сопровождающиеся появлением ко­ лебаний производительности, давления и величины потребляемой ком­ прессором мощности. Эти явления называют помпажом. Они сопровож­ даются' большим шумом и вызывают вибрацию лопаток, период коле­ баний которых может совпадать с периодом их собственных колебаний. В этом случае усилия в лопатках могут достигнуть разрушающих зна­ чений. Помпаж может возникнуть и при малых производительностях, когда возникает срыэ потока сжимаемой жидкости с лопаток из-за из­ менения углов входа рабочего тела на них и его выхода из них. В ступе­ ни в этом случае перестает создаваться требуемое давление. Возмож­ ность появления помпажа можно установить при рассмотрении, напри­ мер, характеристики С?—р вентилятора и сети, на которую он работает. На рис. 33-22 изображена седлообразная характеристика А—Б—В—Г— Д вентилятора и на нее нанесена характеристика сети для двух режимов I и И. При работе вентилятора и сети по режиму I характеристики сети и вентилятора пересекаются в точке Г, которая и соответствует устойчи­ вому режиму при производительности <3I и давлении ръ Если расход сжатого газа присоединенными к сети потребителями мгновенно умень­ шается до , то давление в сети снизится до р^,а давление вентилятора

возрастет до р*, в результате чего подача в сеть будет увеличиваться

идавление р\ восстановится. При работе вентилятора и сети по режиму II характеристики вентилятора и сети пересекаются в точке В, соответ­

ствующей производительности вентилятора <3н и его давлению рп• Если расход сжатого газа снизится с (Зп до <3^,то давление в сети упадет до

411

тельность же его будет сокращаться по закону, отображаемому харак­ теристикой В—Б—А, пока не достигнет значения, отображаемого точкой Аукогда развиваемое им давление восстановится. Далее производитель­ ность вентилятора начнет увеличиваться, а создаваемое им давление бу­ дет следовать закону, отображаемому линией А—Б. Когда производи-

Рис. 33-22. Вид характеристики компрессорной машины и сети при устойчивых и неустойчивых (по помпажу) усло­ виях работы

тельность достигнет значения, отображаемого на характеристике точкой Б, она мгновенно-возрастет до величины, соответствующей давлению отображаемому точкой Д, И начнется повышение давления, отобра­ жаемое, на графике кривой Д—Г, сопровождающееся уменьшением про­ изводительности вентилятора, т. е. возникнет колебание его производи­ тельности и давления. Таким образом, точка В определяет границу помпажа и указывает, что вентилятор с производительностью, меньшей, чем в точке В\ работать устойчиво не может.

Наиболее распространенным и простым, но мало экономичным ме­ тодом автоматического предотвращения помпажа является соединение расходомера, устанавливаемого на сжатом газе, с клапаном, автомати­ чески открывающим перепускную или выхлопную линии при достижении производительности, минимально допустимой по условиям отсутствия

помпажа. По открытии этого клапана расход газа увеличивается и яв­ ление помпажа предотвращается.

СОВМЕСТНАЯ РАБОТА КОМПРЕССОРНЫХ МАШИН

Компрессорным машинам и, в частности, вентиляторам в практиче­ ских условиях часто приходится работать параллельно, суммарная про­ изводительность их при этом возрастает. В этом случае для обеспечения нормальной работы характеристики вентиляторов должны быть одина­ ковыми: На рис. 33-23 показана схематически установка двух парал­ лельно работающих вентиляторов и суммарная их характеристика. Для получения суммарной характеристики производительности вентиляторов при одном и том же давлении складываются. В случае, если характе­ ристики вентиляторов не одинаковы, необходимо экспериментально тщательно проверить возможность их параллельной работы, так как могут быть случаи, когда при включении второго вентилятора суммар-

412

Глава 34

ПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ ПРИНЦИП РАБОТЫИ РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫДВИГАТЕЛЕЙ Основные определения

Характерная особенность двигателей внутреннего сгорания заклю­ чается в том, что у них топливо в смеси с воздухом сгорает внутри ра­ бочих цилиндров и выделяющееся при этом тепло частично преобразует­ ся в механическую работу.

Двигатели внутреннего сгорания работают на жидком или газооб­ разном топливе. Двигатели внутреннего сгорания делят на две группы: карбюраторные, работающие на легком топливе, и дизельные. Теорети­

ческим циклом карбюраторного двигателя внутреннего сгорания яв­ ляется цикл с подводом тепла при постоянном объеме (1>=сопз1). В кар­ бюраторных двигателях топливо и воздух смешиваются вне цилиндра — в карбюраторе и после сжатия смеси в цилиндре она принудительно воспламеняется электрической искрой.

Теоретическими циклами дизелей являются цикл с подводом теп­ ла при постоянном давлении, а также цикл со смешанным подводом теп­ ла. Для дизелей, работающих на тяжелых жидких топливах (нефть, со­ ляровое масло), характерным является предварительное сжатие в ци­ линдре атмосферного воздуха, температура которого сильно возрастает, с последующим впрыскиванием мелкораспыленного топлива в среду

этого сжатого раскаленного воздуха.

В каждой из указанных групп могут быть четырехтактные и двух­ тактные двигатели.

Двигатели, у которых рабочий процесс совершается за четыре хо­ да поршня, т. е. прохождения поршня от одной мертвой точки до другой или иначе за два оборота коленчатого вала, называют четырехтактны­ ми. Двухтактными называют такие двигатели, у которых рабочий про­ цесс совершается за два хода поршня или за один оборот коленчато­

го вала.

Как уже указывалось, положение поршня, наиболее удалённое от

3 — ход поршня, см;

. число цилиндров двигателя.

414

ва с воздухом (см. ниже), после чего смесь заполняет цилиндр дви­

гателя.

Давление в цилиндре при впуске составляет 70—90 кн1м2 и зависит от числа оборотов коленчатого вала, сопротивлений в клапанах и кар­ бюраторе, нагрузки двигателя, температуры стенок цилиндра и других факторов. Температура горючей смеси при этом возрастает до 50— 90°С в результате соприкосновения ее с нагретыми деталями двигателя (клапаны, поршень, стенки цилиндра и др.) и смешивания с остаточны­ ми газами в цилиндре.

Степень наполнения цилиндра двигателя горючей смесью или воз­ духом характеризуется коэффициентом наполнения т]«.

Коэффициент наполнения представляет собой отношение массы Мф свежей горючей смеси (или воздуха —в дизеле), фактически поступив­ шей в цилиндр, к массе смеси Мт (или воздуха), которая могла бы за­ полнить цилиндр при температуре Т0 и давлении ра окружающей сре­ ды, т. е.

т]у = Мф/Мх

Коэффициент наполнения является конструктивным параметром двигателя и характеризует совершенство его впускных органов. Чем вы­ ше коэффициент наполнения двигателя, тем большую мощность он мо­ жет развить. Средние значения к|„ для современных двигателей нахо­ дятся в пределах 0,75—0,85 при максимальных числах оборотов и 0,85— 0,90 для оборотов, соответствующих максимальному крутящему моментудвигателя.

Во время такта сжатия (рис. 34-2, б; впускной и выпускной клапа­ ны закрыты, поршень движется от н.м.т. к в.м.т.) горючая смесь сжи­ мается и по мере уменьшения ее объема давление и температура в ци­ линдре повышаются. Частицы топлива и воздуха при сжатии приходят в тесное соприкосновение и происходит подготовка топлива к сгоранию. Давление конца сжатия находится в пределах 500—700 кн/м2, темпера­ тура достигает 250—300° С.

Чем выше степень сжатия двигателя, тем больше давление и тем­ пература горючей смеси в конце сжатия; сгорание ее происходит с боль­ шой скоростью, мощность и экономичность двигателя при этом повы­ шаются.

Во время рабочего хода (рис. 34-2, в) впускной и выпускной клапа­ ны закрыты, поршень движется от в.м.т. к н.м.т., сжатая горючая смесь зажигается электрической искрой, когда поршень несколько не доходит до в.м.т., при этом смесь почти полностью сгорает, когда поршень лишь не на много проходит через в.м.т. При горении смеси внутри цилиндра выделяется тепло, вследствие чего температура и давление газов сильно возрастают и поршень под действием давления перемещается к н.м.т., вращая через шатун коленчатый вал и совершая при этом механическую

а выпускной открыт, поршень движется от н.м.т. к в.м.т.) поршень вы­ талкивает отработавшие газы из полости цилиндра наружу. Давление

отработавших газов на линии выпуска несколько выше атмосферного и составляет 105—120 кн/м2, температура равна 900—1100° С.

В связи с наличием в двигателе камеры сгорания полностью очис­ тить цилиндр от продуктов сгорания .не представляется возможным; в результате после такта выпуска в цилиндре всегда находится неко­ торое количество остаточных газов. Поэтому при впуске в цилиндр но­ вой порции свежей смеси она разбавляется остаточными газами.

416