Нурутдинов Р.Г. Гидравлические машины. Учебное пособие
Подождите немного. Документ загружается.
Производительность и подача для компрессора не совпадают. Величину подачи
относят к нормальным или стандартным условиям.
9.7 Многоступенчатое сжатие
Одноступенчатый компрессор может сжимать давления 5-7 атм.
Сущность применения многоступенчатого сжатия состоит в том, что
в каждой ступени газ сжимают до небольшой величины, затем
охлаждают и подают на следующую ступень.
Преимущества многоступенчатых компрессоров следующие:
1 Выигрыш в затрате энергии на сжатие.
2 Ограничение температуры конца сжатия.
3 Более высокий коэффициент подачи.
4 Рассмотрим индикаторную диаграмму двухступенчатого сжатия с полным
промежуточным охлаждением, предполагая, что процесс сжатия происходит по адиабате
(рисунок 9.4).
Рисунок 9.4
р - давление после первой ступени (перед второй ступенью)
Суммарная работа в двух ступенях будет
1
1
1
1
11 k
k
в
Н
k
k
в
Н
ввад
p
p
k
k
Vp
p
p
k
k
pVS
.
Так как промежуточное охлаждение полное, т.е. t = t
1
, то Vp = V
в
p
в
тогда
.2
1
11
k
k
в
н
k
k
d
ввад
p
p
p
p
k
k
pVS
Чтобы определить, при каком значении р адиабатическая работа будет наименьшей,
возьмем первую производную S
aд
no p и приравняем к нулю:
02
11
k
k
в
Н
k
k
в
ад
p
p
p
p
pp
S
;
0
1
1
1
1
1
1
)1(
k
k
k
k
Н
k
k
k
ввад
pp
k
k
pp
k
k
VS
;
0
12
1
1
1
k
k
k
k
Н
k
k
k
в
pppp
;
K
K
в
k
k
в
k
k
Н
k
k
k
в
ppppp
1
2
11
1
12
;
в
H
p
p
p
p
;
вH
ppp
2
.
Это есть условия наивыгоднейшего давления p.
Таким образом, степени сжатия в двухступенчатом компрессоре должны быть
одинаковым
2
в
H
p
p
p
p
;
1
2
p
p
.
Для z ступеней:
z
p
p
1
2
.
Увеличение числа ступеней ведет к приближению процессов сжатия к
изотермическому сжатию (при котором работа на сжатие газа минимальная). Однако большое
число ступеней приводит к усложнению конструкции компрессора, увеличению потерь в
клапанах и системах охлаждения (холодильниках) между ступенями. Вопрос выбора
оптимального числа ступеней сжатия в компрессоре решается не только по затраченной
энергии, но и с учетом затрат на изготовление компрессора, регулярности его
работы и амортизационному сроку службы.
В практике компрессоростроения встречаются различны соотношения
между числом ступеней и конечным давлением. Эти соотношения представлен в
таблице 9.1.
Таблица 9.1
Число
ступеней
1 2 3 4 5 6 7
Давления
нагнетания,
МПа
до 0,7 0,53,0 1,315,0 3,540 15100 20100 45110
9.8 Мощность и КПД поршневого компрессора
Работа, затраченная на сжатие за один цикл работы поршневого компрессора
при политропическом процессе:
1
1
1n
n
в
Н
ввпол
p
p
pV
n
n
S
.
где V
в
- объем газа при начальном давлении р
в
;
р
н
- конечное давление сжатия .
Учитывая, что производительность (расход газа в условиях входа)
Получим, что мощность при политропическом процессе сжатия
где
0
Q
- подача компрессора.
Регулирование подачи поршневого компрессора
Расход сжатого газа во многом зависит от потребителей, поэтому он
обычно не постоянен, а давление часто должно быть постоянным.
Поэтому регулирование работы компрессоров сводится к поддержанию
постоянного давления путем изменения подачи.
Наиболее распространенными способами регулирования
поршневых компрессоров являются:
1) воздействие на привод компрессора: периодические остановки компрессора,
изменение числа оборотов вала компрессора;
2) воздействие на коммуникацию компрессора: дросселирование
в подводящем трубопроводе, перепуск газа с нагнетательного
трубопровода в всасывающий трубопровод;
3) воздействие на компрессор: отжим всасывающих клапанов,
изменение объема мертвого пространства.
9.9 Ротационные компрессоры
Компрессоры с вращающимся вытеснителем принято называть
ротационными.
Рабочие части таких компрессоров состоят из неподвижного
корпуса, вращающегося ротора с замкнутыми камерами и вытеснителями
различной формы.
По своему устройству ротационные компрессоры можно разделить
на следующие группы: пластинчатые, жидкостно-кольцевые, двухроторные,
включая винтовые.
Ротационные компрессоры относятся к объемным гидромашинам. Их преимуществами
по сравнению с поршневыми компрессорами являются равномерность подачи, компактность
и простота конструкции, отсутствие рабочих клапанов, динамическая уравновешенность и
возможность непосредственного привода от высокоскоростных двигателей.
9.9.1 Пластинчатый ротационный компрессор
По конструкции пластинчатый компрессор аналогичен
пластинчатому насосу. Отличительной особенностью компрессор является наличие
охладительной рубашки (рисунок 9.5).
Теоретическая подача насоса
beVQ
Т
2
;
2
2
2
D
n
D
V
;
nbeDQ
Т
2
.
Действительная подача за счет перетечек газа (между ячейками) через торцевые и
радиальные зазоры пластин, за счет дросселирования и нагрева газа снижается по
сравнению с теоретической, что учитывается коэффициентом подачи
:
Т
QQ
,
=
0,40,9 в зависимости от степени сжатия.
9.9.2. Жидкостно-кольцевой компрессор
Жидкостно-кольцевые компрессоры являются разновидностью пластинчатых
компрессоров (рисунок 9.6):
1- ротор; 2- вал; 3- неподвижные лопатки; 4- корпус; 5- жидкостное кольцо; 6-
рабочая камера; А и В- окна всасывания и вытеснения
При работе подается жидкость (вода О, которая образует жидкостное
кольцо, концентрично расположенное относительно корпуса. Это кольцо уплотняет концы
лопаток ротора, при этом между ступенью ротора и жидкостным кольцом образуется
серпообразное пространство, используемое в качестве рабочего объема для сжатия
газа. Лопатки ротора не касаются стенок корпуса, что в значительной степени снижает
механические потери на трение и износ лопаток.
Теоретическая подача жидкостно-кольцевого компрессора определяется по формуле
где R
1
и R
2
- радиусы основания и конца лопаток; L - ширина лопаток; а -
минимальная величина погружения лопатки в жидкостное кольцо;
- коэффициент,
учитывающий влияние объема лопатки; п -
число оборотов.
Действительная подача
где
- коэффициент подачи , достигает значений
= 0.95 .
Двухроторные и винтовые компрессоры по устройству аналогичны шестеренным и
винтовым насосам, но имеют конструктивные особенности, связанные с тем, что
перекачиваемая среда относится к сильносжимаемым
жидкостям.
9.10 Лопастные компрессоры
Лопастные компрессоры - это машины, в которых перемещение газа
из области низкого давления в область высокого давления происходит
непрерывно за счет передачи энергии воздействия лопаток рабочего
колеса на поток. Вследствие этого в рабочем колесе происходит сжатие и
повышение кинетической энергии газа. В свою очередь полученная
газом кинетическая энергия преобразуется в давление в диффузоре или
направляющем аппарате после рабочего колеса.
Если перемещение в рабочем колесе происходит радиально под действием
центробежных сил, то такие лопастные компрессоры называются центробежными,
при движении газа параллельно оси рабочего называются осевыми. Центробежные и
осевые лопастные компрессоры по устройству аналогичны центробежным и осевым
насосам, но имеют свои конструктивные особенности, связанные с сильным уменьшением
объема газа и повышением температуры.
Все лопастные компрессоры можно разделить на три вида по их устройству и
назначению:
1 Вентиляторы - машины, в которых плотность газа при перемещении
почти не меняется и ее при расчетах принимают постоянной .
2 Нагнетатели (турбогазодувки) - это машины, в которых степень
сжатия выше и составляет 1,15 1,30. Нагнетатели работают без
охлаждения независимо от числа ступеней. После рабочего колеса они
имеют лопаточный, или спиральный, диффузор для преобразования
кинетической энергии в давление.
3 Турбокомпрессоры (центробежные и осевые) - это машины, в которых
степень повышения давления достигает 30 (в одной ступени
= 1,6 1,8). Они
имеют отводящее устройство (лопаточный и спиральный диффузоры), а
также охлаждение, обычно не после каждой ступени, а после секций,
включающих 1-3 ступеней. В каждой секции диаметры рабочих колес
последовательно уменьшаются, а межлопаточные каналы ссужаются.
9.11 Подача лопастных компрессоров
Движение газа в рабочем колесе лопастного компрессора в соответствии с
теорией Эйлера принимается так же, как в лопастных насосах (рисунок 9.7).
Окружные скорости на входе в межлопаточные каналы и выходе из них:
где D
1
и D
2
– на входе и выходе, n – число оборотов в секунду.
Рисунок 9.7
Обозначение скоростей и углов те же , что было принято для
насосов.
Формы лопаток принимаются исходя из условия
2
=2050°.
Объемная подача рабочего колеса задается для нормальных
условий:
где М - массовая подача (кг/с), R - газовая постоянная (Дж/кг К),
Т=273К, р
о
=1010
5
Па.
По размерам рабочего колеса подача равна:
где b
1
и b
2
- ширина лопаток (каналов),
k
1
и k
2
- коэффициент, учитывающий толщину лопаток,
F
l
и F
2
-площади сечения каналов,
1
и
2
- коэффициенты заполнения каналов активным потоком.
Из условия уравнения неразрывности массовый расход через каналы составит
где р
1
и р
2
- плотность газа.
При работе лопастных компрессоров важным фактором является предел скорости
движения газа, который характеризуется критерием Маха:
где а - скорость звука в газе, для идеального газа