Афанасьев, Ю.О. Гидрогазомеханика

Подождите немного. Документ загружается.

120

На рис. 57 графически представлены реальные процессы

сжатия газа в компрессорах при показателе политропы n < k

(см. рис. 57, а) и n > k (см. рис. 57, б), где k – показатель адиаба-

ты. В общих случаях на рис. 57, а и б повышение давления со-

провождается изменением энтропии и повышением температуры

газа. При этом увеличивается энтальпия газа. В процессе сжатия

n < k (см. рис. 57, а), что свойственно поршневым компрессорам

с интенсивным водяным охлаждением, линия 1-2 представляет

собой процесс сжатия, протекающий в рабочей полости (напри-

мер,

в цилиндре) компрессоров, а линия 2-3 – процесс изобарного ох-

лаждения сжатого газа, уходящего из компрессора. Этот процесс

протекает в охладителе компрессора и трубопроводной сети. При

сжатии газа по политропе с показателем n > k (см. рис. 57, б), что

характерно для компрессоров с воздушным или неинтенсивным

водяным охлаждением (например, центробежные компрессоры),

площадь под политропой 1-2 процесса сжатия представляет со-

бой количество тепловой энергии, образующейся в потоке вслед-

ствие газового трения и вихреобразования.

= const

-const

= const

-const

Рис. 56. Изображение теоретических процессов сжатия газа:

а – изотермическое сжатие; б – адиабатное сжатие

= S

121

Зная конечное давление р

, можно определить удельную ра-

боту сжатия:

для изотермического сжатия

из 1 1

l p v

 ; (14.3)

для адиабатного сжатия

ад 1 1

l p v

k p



 

 

 

 

 

 



 

 

 

; (14.4)

для политропного сжатия

пол 1 1

l p v

n p



 

 

 

 

 

 



 

 

 

. (14.5)

В уравнениях (14.3)–(14.5): v

– удельный объем газа при

условиях всасывания, м

/кг; k = c

– показатель адиабаты (от-

ношение теплоемкости газа при постоянном давлении к теплоем-

кости при постоянном объеме); п – показатель политропы.

Температура газа Т

после сжатия:

для изотермического сжатия

= Т

;

Рис. 57. Изображение реальных процессов сжатия газа:

а – политропное сжатие с n < k (компрессоры с интенсивным водяным

охлаждением); б – политропное сжатие с n > k (компрессоры

с воздушным охлаждением)

= const

-const

n > k

= const

-const

n < k

122

для адиабатного сжатия

2 1

T T



 



 

 

;

для политропного сжатия

2 1

T T



 



 

 

Теоретическая мощность N

(Вт), затрачиваемая на сжа-

тие газа компрессором, определяется умножением производи-

тельности компрессора Vρ (кг/с) на удельную работу сжатия,

рассчитанную по одному из уравнений (14.3)–(14.5):

N V l

 

Если объемная производительность компрессора V и плот-

ность газа ρ приведены к условиям всасывания (т.е. если V = V

и ρ = ρ

= 1/v

), то с учетом уравнений (14.3)–(14.5) получим:

т.из 1 1

N p V

 ; (14.6)

т.ад 1 1

N p V

k p



 

 

 

 

 

 



 

 

 

; (14.7)

т.пол 1 1

N p V

n p



 

 

 

 

 

 



 

 

 

. (14.8)

Эффективность компрессоров нельзя оценивать обычным

энергетическим КПД, представляющим собой отношение энер-

гии, приобретаемой газом в машине, к затрачиваемой энергии.

При такой оценке эффективности наименьшим КПД обладали бы

машины с интенсивным водяным охлаждением, так как значи-

тельная часть энергии сжатых в этих машинах газов отводится

в виде тепла с охлаждающей водой. Однако, как известно, задан-

ное повышение давления газа достигается с наименьшей затра-

той энергии именно в машинах с интенсивным водяным охлаж-

дением. Поэтому для оценки эффективности компрессорных ма-

шин используют относительный термодинамический КПД,

123

основанный на сравнении данной компрессорной машины с наи-

более экономичной машиной того же класса.

Машины с водяным охлаждением сравнивают с условной

машиной, сжимающей газ по изотерме. Такая машина называется

изотермной (см. рис. 57, а). Отношение мощности изотермной

машины N

т.из

к фактической мощности N данного компрессора,

работающего с охлаждением газа, называется изотермическим

КПД η

из

т.из

из

  . (14.9)

В компрессорах, работающих без охлаждения газа (или

с воздушным охлаждением), происходит дополнительный нагрев

его в результате отсутствия отвода тепла, выделяемого при тре-

нии быстро движущихся деталей машины о газ, вследствие гид-

равлических сопротивлений и других причин. Сжатие газа в та-

ких машинах протекает по политропе, показатель которой n > k.

Поэтому мощность сжатия для компрессоров с воздушным или

неинтенсивным водяным охлаждением принято сравнивать

с мощностью сжатия в условной машине, сжимающей газ по

адиабате (изоэнтропно, как показано на рис. 57, б). Эта машина

называется изоэнтропной и является наиболее экономичной

машиной из класса компрессоров с воздушным или неинтенсив-

ным водяным охлаждением. Отношение мощности сжатия изоэн-

тропной машины N

т.ад

к мощности N данного компрессора, с воз-

душным или неинтенсивным водяным охлаждением газа, назы-

вается изоэнтропным (адиабатным) КПД η

ад

т.ад

ад

  . (14.10)

Мощность на валу N

компрессора равна мощности N, за-

трачиваемой на сжатие газа, деленной на механический КПД

мех

, характеризующий потери мощности на механическое трение

в компрессоре:

мех

N 



(14.11)

или с учетом выражения (14.9):

124

т.из

из мех

N 

 

. (14.12)

Произведение изотермического и механического КПД назы-

вается полным изотермическим КПД компрессора:

п.из

= η

из

мех

Мощность двигателя N

дв

больше мощности на валу ком-

прессора вследствие потерь мощности в передаточном механизме

и в самом двигателе. Эти потери оцениваются КПД передачи η

пер

и КПД двигателя η

дв

пер дв

N 

 

. (14.13)

Установочная мощность двигателя N

уст

обычно принимается

с запасом 10Ü15 %, т.е.

уст

= (1,1Ü1,15) N

дв

Значение адиабатного КПД η

ад

близко к единице и изменя-

ется в пределах 0,93Ü0,97. Изотермический КПД η

из

, в зависимо-

сти от степени сжатия, имеет значение 0,64Ü0,78. Значение меха-

нического КПД η

мех

колеблется в пределах 0,85Ü0,95.

14.3. Поршневые компрессоры

Поршневые компрессоры делятся по числу всасываний и

нагнетаний за один двойной ход поршня на компрессоры просто-

го (одинарного) и двойного действия. За один двойной ход

поршня компрессор простого действия производит одно всасы-

вание и одно нагнетание, компрессор двойного действия – два

всасывания

и два нагнетания.

Ступенью сжатия называется часть компрессорной

машины, где газ сжимается до конечного или промежуточного

(перед поступлением на следующую ступень) давления.

125

По числу ступеней поршневые компрессоры подразделяют-

ся на одноступенчатые и многоступенчатые, которые, в свою

очередь могут быть го-

ризонтальными и вер-

тикальными. На рис. 58

изображена схема одно-

ступенчатого одноци-

линдрового горизон-

тального компрессора

простого действия.

В цилиндре 1 поршень 2

совершает возвратно-

поступательное движе-

ние. Цилиндр закрыт

с одной стороны крышкой, в которой расположены всасываю-

щий клапан 3 и нагнетательный клапан 4. Поршень соединен не-

посредственно с шатуном 5 и кривошипом 6, на валу которого

установлен маховик 7. При таком соединении поршня с шатуном

отпадает необходимость в установке ползуна (крейцкопфа). Ком-

прессоры с непосредственным соединением шатуна с поршнем

называют бескрейцкопфными.

При ходе поршня слева направо в пространстве между

крышкой цилиндра и поршнем создается разряжение. Под дейст-

вием разности давлений во всасывающей линии и цилиндре от-

крывается клапан 3 и газ поступает в цилиндр. При ходе поршня

справа налево всасывающий клапан закрывается, а находящийся

в цилиндре газ сжимается поршнем до некоторого давления, при

котором открывается клапан 4 и газ выталкивается в нагнета-

тельный трубопровод. Затем цикл повторяется снова.

Увеличение производительности достигается в многоци-

линдровых компрессорах простого или двойного действия. Ком-

прессоры двойного действия имеют более сложное устройство,

но обладают почти вдвое большей производительностью, чем

компрессоры простого действия при тех же габаритных разме-

рах.

Рис. 58. Схема одноступенчатого

компрессора простого действия:

1 – цилиндр; 2 – поршень; 3 –

всасывающий

клапан; 4 – нагнетательный клапан;

5 – шатун; 6 – кривошип; 7 – маховик

126

Для отвода выделяющегося при сжатии газа тепла стенки

цилиндров компрессоров, а иногда и крышки цилиндров снаб-

жаются рубашками, через которые пропускают охлаждающую

воду. Хотя таким путем и не удается полностью отвести выде-

ляющееся при сжатии тепло, охлаждение существенно уменьша-

ет затраты энергии на сжатие газа.

14.4. Центробежные машины

Принцип действия и теория центробежных машин для сжа-

тия и перемещения газов аналогичны принципу действия и тео-

рии центробежных насосов (см. гл. 13).

Центробежные вентиляторы условно делятся на венти-

ляторы низкого давления (р < 10

Н/м

), среднего давления

(р = 10

Ü3Ý10

Н/м

) и высокого давления (р = 3Ý10

Ü10

Н/м

На рис. 59 представле-

на схема центробежного

вентилятора. В спиралеоб-

разном корпусе 1 вентиля-

тора вращается рабочее ко-

лесо (барабан) 2 с большим

количеством лопаток 3. От-

ношение ширины лопатки

к ее длине зависит от разви-

ваемого давления и является

наименьшим для вентилято-

ров высокого давления. Газ

поступает по оси вентилято-

ра через патрубок 4 и удаляется из корпуса через нагнетательный

патрубок 5. Лопатки вентиляторов выполняют либо загнутыми

вперед (угол β

> 90Ù), либо загнутыми назад (β

< 90Ù) по на-

правлению вращения колеса. При лопатках, загнутых вперед, за-

данный напор получают при меньшей окружной скорости колеса,

соответственно – при меньшем его диаметре, чем при лопатках,

загнутых назад; однако гидравлический КПД последних выше.

Рабочие колеса вентиляторов низкого и среднего давления

обладают большими производительностями, имеют относительно

Рис. 59. Схема центробежного

вентилятора:

1 – корпус; 2 – рабочее колесо;

3 – лопатки; 4 – всасывающий патрубок;

5 – нагнетательный патрубок

127

большую ширину. Для того чтобы обеспечить прочность и жест-

кость широких колес, окружную скорость необходимо ограни-

чить (не более 30Ü50 м/с). Поэтому рабочие колеса таких венти-

ляторов изготавливают с лопатками, загнутыми вперед

(β

= 120Ü150Ù), не считаясь с понижением гидравлического КПД

вентилятора.

У вентиляторов высокого давления, обладающих меньшей

производительностью, ширина колес относительно невелика. По-

этому их лопатки обычно загнуты назад.

Характеристики центробежных вентиляторов, как и других

центробежных машин для перемещения и сжатия газов, подобны

характеристикам центробежных насосов (см. рис. 45). Рабочий

режим устанавливается по точке пересечения характеристики

центробежного вентилято-

ра с характеристикой сети

(см. рис. 49).

Турбогазодувки по

степени сжатия занимают

промежуточное положение

между турбокомпрессора-

ми и вентиляторами. Схема

одноступенчатой турбога-

зодувки изображена на

рис. 60. В корпусе 1 турбо-

газодувки вращается рабо-

чее колесо 2 с лопатками,

подобными лопаткам цен-

тробежного насоса. Колесо

помещено внутри направляющего аппарата 3, в котором проис-

ходит преобразование кинетической энергии газа в потенциаль-

ную энергию давления. Направляющий аппарат представляет со-

бой два кольцевых диска, соединенных между собой лопатками

с наклоном, противоположным наклону лопаток рабочего колеса.

Газ поступает в газодувку через патрубок 4 и, двигаясь по лопат-

кам рабочего колеса 2, приобретает кинетическую энергию. За-

тем поток газа расширяется в каналах, которые образованы ло-

Рис. 60. Схема одноступенчатой

турбогазодувки:

1 – корпус; 2 – рабочее колесо;

3 – направляющий аппарат;

4 – всасывающий патрубок;

5 – нагнетательный патрубок

128

патками направляющего аппарата. Здесь кинетическая энергия

потока преобразуется в потенциальную энергию давления газа.

Через нагнетательный патрубок 5 газ поступает к потребителю.

Одноступенчатые турбогазодувки имеют на валу одно рабо-

чее колесо. Если на валу турбогазодувки установлены несколько

колес, то такие турбогазодувки называются многоступенчаты-

ми.

Многоступенчатая турбогазодувка, изображенная на рис.

61, имеет в корпусе 1 несколько (обычно 3-4) рабочих колес 2.

Газ, пройдя через первое коле-

со, поступает в направляющий

аппарат 3 и обратный канал 4,

по которому подводится к сле-

дующему колесу. Обратный

канал 4 снабжен неподвижны-

ми направляющими ребрами,

посредством которых газу со-

общаются заданное направле-

ние и скорость.

Диаметры рабочих колес

многоступенчатой турбогазо-

дувки постоянны, но ширину

их, в соответствии со снижени-

ем объема газа при сжатии,

уменьшают в направлении от

первого колеса к последнему. Таким путем достигается возмож-

ность сжатия газа в каждой последующей ступени без изменения

скорости вращения и формы лопаток рабочих колес.

Степень сжатия в турбогазодувках не превышает 3-3,5, по-

этому газ в турбогазодувках не охлаждают.

Теоретически процесс сжатия в неохлаждаемой турбогазо-

дувке близок к адиабатному и степень термодинамического со-

вершенства процесса сжатия характеризуется величиной адиаба-

тического КПД по формуле (14.10).

Для получения более высоких степеней сжатия, чем в тур-

богазодувках, применяют турбокомпрессоры, по устройству

Рис. 61. Схема многоступенчатой

турбогазодувки:

1 – корпус; 2 – рабочее колесо;

3 – направляющий аппарат;

4 – обратный канал

129

аналогичные многоступенчатым турбогазодувкам (см. рис. 61).

Однако для повышения давления нагнетания в турбокомпрессо-

рах,

в отличие от турбогазодувок, увеличивают число рабочих колес

и изменяют их размеры (в том числе и диаметр) или увеличивают

скорость вращения колес. Окружные скорости рабочих колес

турбокомпрессоров достигают 240Ü270 м/с и более, в зависимо-

сти от прочности материала колес, а давление нагнетания –

2,5Ü3 МПа.

В турбокомпрессорах по мере перехода к ступеням более

высокого давления уменьшается не только ширина, но и диаметр

рабочих колес. Однако устройство для преобразования кинетиче-

ской энергии газа в потенциальную энергию давления (направ-

ляющий аппарат) и устройство для подвода газа к последующей

ступени сжатия (обратный канал) принципиально не отличаются

от применяемых в турбогазодувках.

Рабочие колеса турбокомпрессоров часто секционируют,

размещая их в двух или трех корпусах. В связи со значительной

степенью сжатия газа в турбокомпрессорах и соответствующим

увеличением температуры газа, возникает необходимость в ох-

лаждении сжимаемого газа, которое осуществляют либо путем

подачи воды в специальные каналы внутри корпуса, либо в

выносных промежуточных холодильниках. Охлаждение газа в

холодильниках, установленных между группами неохлаждаемых

колес, более эффективно и облегчает очистку поверхности тепло-

обмена.

Степень приближения процесса сжатия в турбокомпрессоре

с охлаждением газа между ступенями к изотермическому харак-

теризуется изотермическим КПД η

из

, представляющим собой

отношение работы изотермического сжатия к затраченной

работе:

из

 

Значение изотермического КПД колеблется в пределах

0,5Ü0,7, мощность турбокомпрессоров определяют по уравнению