Поршневые компрессоры Устройство и принцип действия поршневых компрессоров

С хема одноступенчатого компрессора и его индикаторная диаграмма показаны на рис. 9.9. Цилиндры поршневых компрессоров охлаждаются водой, для этого в них предусмотрена специальная водяная рубашка. Небольшие компрессоры выполняются с воздушным охлаждением, а их поршень соединен непосредственно с шатуном.

В рабочей полости цилиндра в конце нагнетания всегда остается объем V_м, который называется мертвым объемом и определяется в основном размерами зазора между поршнем, находящимся в крайнем положении, и крышкой цилиндра, необходимого для исключения удара поршня о крышку, а также объемом полостей, в которых перемещаются клапаны.

Отношение объема мертвого пространства V_м к объему, описываемому поршнем, V_h называется относительным объемом мертвого пространства

а = V_м / V_h. (9.17)

Для больших цилиндров а < 0,05. Остаток газа в мертвом пространстве расширяется по линии 34 (рис. 9.9, б), поэтому всасывание газа начинается не в начале хода поршня, а в конце процесса расширения, т.е. в точке 4. Следовательно, объем V_В фактически поступившего в цилиндр газа оказывается меньше рабочего объема цилиндра.

Отношение объема всасываемого газа V_В к объему, описываемому поршнем, V_h, называется объемным коэффициентом

λ_v = V_В /V_h (9.18)

Считая процесс расширения (3-4) политропным, можно записать

V₄ /V_м = (p₂/p₁) ^1/n = π_к^1/n. Отношение этих объемов может быть представлено в виде

V₄ /V_м = (V_м+V_h-V_в)/V_м=l+a/(1- λ_v),

откуда определяется объемный коэффициент

λ_v =l-a (π_к^1/n -l). (9.19)

Для современных компрессоров λ_v = 0,7 - 0,9.

Из формулы (9.19) видно, что увеличение степени повышения давления π_к при a = const приводит к снижению λv, т.е. производительности компрессора. Снижение производительности компрессора может быть вызвано также утечками через газораспределительные органы, сальники, подогревом и дросселированием газа в процессе всасывания и учитывается на практике соответствующими коэффициентами герметичности (λ_г), тепловым (λ_т) и давления (λ_р) и характеризуется коэффициентом подачи

λ = V/n₀ V_h= λ_v λ_г λ_т λ_р (9.20)

где V- действительная производительность компрессора.

Коэффициент подачи λ определяется при испытаниях компрессора и обычно составляет 0,6-0,85.

Для увеличения производительности поршневых компрессоров необходимо увеличивать размеры цилиндров и поршней, в результате чего возрастает сила инерции возвратно-поступательных масс машины. Поэтому поршневые компрессоры проектируются с довольно низкими частотами вращения вала. Из технико-экономических соображений производительность поршневого компрессора, равную 3,5 м³/с, следует считать предельной, хотя имеются и более мощные машины.

Большинство поршневых компрессоров имеют непосредственное соединение с приводом, где η_пер = 1,0, η_мех = 0,8 – 0,95.

Практическое значение для охлаждаемых компрессоров имеет изотермический индикаторный η_iиз, который при степени повышения давления в поршневом компрессоре π_к  3,0 достигает максимума. При π_к < 3,0 η_iиз падает из-за увеличения относительных потерь в клапанах; при η_iиз > 3,0 - из-за увеличения работы сжатия (отклонения процесса сжатия от изотермы). Действующие одноступенчатые компрессоры с водяным охлаждением имеют η_iиз = 0,7 - 0,8; многоступенчатые компрессоры η_iиз = 0,65 – 0,75.

В паспорте (характеристике) компрессора указывают полный изотермический КПД; для одноступенчатых охлаждаемых η_из =0,6-0,7.

Важным показателем, характеризующим экономичность работы компрессора, является удельный расход энергии на выработку 1 м³ сжатого газа

n = Э/V_τ, (9.22)

где V_τ - выработка сжатого газа компрессором за определенный период, м³; Э - общий расход электроэнергии на компрессорную установку за тот же период, в общий расход входят расходы энергии на привод, охлаждение (привод насосов) и на вспомогательные нужды (освещение, вентиляцию и др.), кВт.ч.

Фактический удельный расход обычно сравнивается с нормативным расходом, скорректированным с учетом действительных условий работы компрессора (влияние условий всасывания, конечного давления, эффективности охлаждения, степени нагрузки и т.д.). Для компрессоров общего назначения удельный расход электроэнергии на выработку 1 м³ сжатого воздуха составляет в среднем 0,1 (кВт.ч)/м³.

В расчетном режиме производительность поршневого компрессора практически не зависит от развиваемого давления, и характеристики р = f (V) для различных значений n, близки к вертикальным линиям.

Р егулирование производительности компрессоров осуществляется следующими способами: отключением одного или нескольких компрессоров при их параллельной работе на сеть, изменением частоты вращения вала компрессора, объема мертвого пространства цилиндра и дросселированием потока на всасывании.

Изменение объема мертвого пространства достигается подключением к цилиндру отдельной полости постоянного или переменного объема. Подключение дополнительного мертвого объема V_м^доп уменьшает объем всасываемого газа (V_В’ < V_В), так как политропа расширения 3-4 становится более пологой (на рис. 9.10, а, для удобства сравнения процесс расширения с V_м^доп изображен в сдвинутой системе координат). Новая политропа сжатия (1-2) будет соответствовать меньшему объему подаваемого в сеть газа, V₂’ < V₂. В пределе объем мертвого пространства может быть таким, что политропы расширения и сжатия совпадут по линии 1-3 и производительность станет равной нулю. Такой способ регулирования применяется на новейших компрессорах средней и большей производительности.

Дросселирование газа на всасывании осуществляется шибером или задвижкой. В результате падения давления перед компрессором объем всасываемого газа уменьшается от V_В до V_В' (рис. 9.10, б), но при этом растут степень повышения давления в цилиндре π_к и связанная с ней температура. Во избежание воспламенения смазки, применяемой в цилиндрах, температура газа на нагнетании не должна превышать 160-170°С, что, в свою очередь, ограничивает глубину регулирования до 70% от номинальной. Благодаря конструктивной простоте этот способ регулирования применяется на компрессорах со средней производительностью.

Одноступенчатые поршневые компрессоры с водяным охлаждением цилиндра применяются в основном для сжатия газов до давлений менее 0,6 МПа. Более высокие давления получают в многоступенчатых компрессорах с охлаждением газа в холодильнике после каждой ступени (причины перехода на многоступенчатое сжатие рассмотрены ранее).

В практике компрессоростроения выработаны нормативы по выбору числа ступеней. Количество ступеней Z, необходимое для достижения заданной степени повышения давления, например, для воздушных компрессоров обычно принимают следующим: при π_к < 6,0 - Z = 1,0; при π_к = 6 - 30 - Z = 2.

Многоступенчатые компрессоры выполняются в двух основных вариантах: с дифференциальными поршнями и несколькими ступенями сжатия в одном цилиндре или со ступенями сжатия в отдельных цилиндрах.

Н а рис. 9.11 показана схема трехступенчатого компрессора с дифференциальным поршнем. Первая ступень сжатия выполнена разделенной, с двумя полостями. При движении поршня, например, вправо происходит впуск газа в левую полость первой Iа и третьей III ступеней и сжатие газа в правой полости первой I6 и второй II ступеней.

Используя дифференциальный поршень, можно сконструировать компрессор с различным количеством ступеней.

На рис. 9.12 показана схема двухступенчатого компрессора со ступенями в отдельных цилиндрах.