9430

170

S - ход поршня, м.

Объемная производительность теоретического компрессора равна секунд- ному объему, описанному поршнем:

В компрессоре двойного действия со штоком диаметром d объемная про- изводительность равна:

Массовая производительность теоретического компрессора, то есть масса газа, перемещаемого в секунду из всасывающего трубопровода в нагнетатель- ный:

Мощность, подводимая к теоретическому компрессору, равна его внут- ренней (или теоретической) индикаторной мощности:

Мощность можно определить и по индикаторной диаграмме теоретиче- ского компрессора (рис. 6.1,а):

Рис. 6.1. Индикаторная диаграмма поршневого компрессора: a − теоретическо- го; piт − среднеиндикаторное давление; б − действительного; пунктиром показана

линия расширения с постоянным показателем “т”, штрихпунктиром − линия сжатия при S=const

- среднее индикаторное давление.

Под средним индикаторным давлением понимают условное постоянное давление, определяемое следующим образом: если мощность, обусловленная силой, равной произведению площади поршня на разность межу некоторым постоянным давлением и давлением всасывания, совпадает с мощностью тео- ретического компрессора, то это постоянное давление и является средним ин- дикаторным.

Для определения величины piт на индикаторной диаграмме (рис. 6.1,а)

строят прямоугольник 1-2’-3’-4, площадь которого равна площади индикатор- ной диаграммы 1-2-3-4. Кроме того, величину piт можно подсчитать по фор-

мулам:

где qо – холодопроизводительность 1 кг пара в заданном цикле холодильной машины.

Холодильный коэффициент теоретического компрессора ε = Qо / Niт ра-

вен теоретическому холодильному коэффициенту холодильной машины.

Действительный компрессор.

Реальные процессы, протекающие в действительном компрессоре, отли- чаются от процессов теоретического компрессора. Основные отличия, в ре-

зультате которых снижается производительность и ухудшаются энергетические

172

характеристики, состоят в следующем.

1.В цилиндре имеется мертвый объем, образованный зазором между поршнем, находящимся в в.м.т., и клапанной доской. При обратном ходе поршня сжатый газ, находящийся в мертвом объеме, расширяется. Вследствие этого объем газа, вновь всасываемого в цилиндр, оказывается меньшим, чем в теоретическом компрессоре.

2.Процессы сжатия газа в цилиндре и обратного расширения из мертвого пространства происходят при теплообмене со стенками, в результате чего по- казатели политроп сжатия и расширения оказываются переменными величина- ми.

3.При работе компрессора имеет место перетекание газа через зазоры ме- жду поршнем и цилиндром, а также через возможные неплотности в клапанах.

4.Иногда во всасываемом паре содержатся капельки жидкого холодильно- го агента (влажный ход). Объем пара, образующегося в цилиндре при испаре- нии этих капелек, особенно существенно снижает производительность.

5.Во всасывающих и нагнетательных каналах и клапанах имеются потери давления − депрессия.

6.В компрессоре расходуется дополнительная энергия на преодоление сил трения в механизме движения, а также на привод масляного насоса.

При расчете действительного компрессора влияние перечисленных осо- бенностей на его работу учитывают при помощи ряда специальных коэффици- ентов.

Коэффициент подачи (коэффициент наполнения) λ характеризует отличие производительности действительного компрессора от производительности тео- ретического в целом:

где каждый из сомножителей характеризует влияние на производительность

173

соответствующих факторов, связанных с отличием действительных процессов от теоретических. Рассмотрим каждый из коэффициентов.

Объемный коэффициент λс зависит от объема мертвого пространства Vм ,

отношения давлений нагнетания и всасывания π = р2км / р1км и показателя политропы обратного расширения m. Процесс обратного расширения показан на индикаторной диаграмме (рис. 6.1,б) (3-4 - пунктирная линия - теоретиче-

ская с m=const, сплошная - действительная с m = var). Объемный коэффициент можно определить по формуле:

странство, которое в большинстве компрессоров составляет 3…5%, а в специ-

альных конструкциях - 1,5…2%

Коэффициент дросселирования qдр в компрессорах с правильно сконст-

руированным всасывающим клапаном имеет значение 0,95…1,0. При расчете вновь проектируемого компрессора обычно принимают λдр =1,0. Дроссельные потери в клапанах сравнительно мало влияют на производительность, но со- ставляют значительную долю в энергетических потерях поршневого компрес- сора.

Коэффициент подогрева λw можно представить в виде произведения двух коэффициентов:λw = λwk × λwц , где λwk - коэффициент подогрева во всасы-

вающем тракте (от патрубка до клапана); λwц - коэффициент подогрева в ци-

линдре. Величины λw , λwк и λwц в зависимости от отношений давлений π приведены на рисунке 6.2.

При увеличении значения π возрастает температура пара в конце сжатия, что и обусловливает более высокий нагрев всасываемого пара от стенок ци- линдра и поршня. Значение λw у компрессоров со встроенными электродвига-

174

Рис. 6.2. Влияние подогрева всасываемого пара на производительность компрес- сора: с внешним приводом (сплошные линии); со встроенным приводом (пунктир)

телями существенно меньше, чем у компрессоров с внешним электроприводом, так как нагрев всасываемого пара происходит не только за счет теплоты, выде- ляемой электродвигателем в количестве Qэл.дв = N э × (1 - ηэл.дв ), но и за счет теплопритока к двигателю со стороны компрессора.

Коэффициент

нием частоты вращения коэффициент λпл возрастает.

Коэффициент прочих потерь λп учитывает потери производительности,

которые, не являясь органически неизбежными, на практике иногда оказывают

176

Внутренний или индикаторный кпд выражает отношение работы, затрачи- ваемой на сжатие 1 кг пара в теоретическом и действительном компрессорах ηi = lт / lд .

Величина ηi < 1 из-за энергетических по-

терь в клапанах, от подогрева пара, перете- кания и др.

Мощность действительного компрес- сора составляет:

где βн , βвс − коэффициенты, учитывающие потери от депрессий в нагнета-

тельных и во всасывающих клапанах, соответственно;

βрш − коэффициент расширения;

βсж − коэффициент сжатия;

βω − коэффициент подогрева ( βω ≈ λw);

βпл − коэффициент плотности ( βпл ≈ λпл ).

На рисунке 6.6 представлены характерные значения коэффициента ηi для

масла и, следовательно, от температуры масла в картере.

Большая доля Nтр (50…60%) приходится на работу поршневых колец.

Суммируя мощности, расходуемые на сжатие пара и на преодоление сил трения, имеем мощность на валу компрессора (эффективную мощность):

Потери, связанные с трением, при расчетах часто учитывают механиче- ским кпд:

Эффективный кпд учитывает одновременно индикаторные и механические потери:

а энергетический кпд и потери в электродвигателе:

где Nэ - мощность на клеммах электродвигателя.

возникающие от масс деталей, совершающие возвратно-поступательные дви- жения.

Приводом крейцкопфных компрессоров служат синхронные электродви- гатели, ротор которых насаживают консольно на конец коленчатого вала.

Средние компрессоры

Средние компрессоры (Qо =12...120 кВт) выпускают, как правило, непря-

моточными, только бескрейцкопфными с частотой вращения до 24 с−1. Конст-

руктивные решения основных узлов и деталей средних компрессоров мало

179

Рис. 6.8. Крейцкопфный аммиачный одноступенчатый компрессор двойного дей-

ствия АО 1200 холодопроизводительностью 1400 кВт, n=8,33 сек −1: 1 − рама; 2 − фонарь крейцкопфа; 3 − цилиндр; 4 − поршень; 5 − клапаны; 6 − шток; 7 − сальник; 8 − крейцкопф; 9 − палец; 10 − шатун; 11 − коленчатый вал; 12 − коренные подшипни- ки; 13 − электродвигатель

отличаются от используемых в крупных компрессорах, используют те же холо- дильные агенты.