|
Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
|
|
Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
Неустойчивость работы. Помпаж
В системах, состоящих из центробежных или осевых машин, подключенных к сети, могут возникать изменения режимов, обусловленные случайными срывами вихрей с кромок лопастей, резким изменением потребляемого расхода и другими флуктуациями. Такие причины выводят систему из «равновесного» состояния. Если при снятии этих возмущающих причин система приходит в исходное состояние, то она устойчива. При определенном сочетании форм характеристик машины и сети снятие возмущений не приводит к устойчивому равновесию, и в системе возбуждаются самопроизвольные колебания подачи, напора и мощности машины, т. е. автоколебания, или помпаж. Помпаж происходит у насосов, имеющих кривую H = f (Q) с западающей левой ветвью (тихоходные центробежные насосы) или с седлообразной (осевые насосы). Для объяснения причины помпажа рассмотрим примеры (рис. 2.12). Для насоса, имеющего падающую характеристику (рис. 2.12, а), при случайном увеличении подачи на величину dQ напор, необходимый для работы сети (точка 1), оказывается больше напора насоса (точка 2), сеть как бы тормозит работу насоса, и система стремится вернуться в первоначальный режим (точка А). Если же произошло случайное уменьшение подачи на величину dQ, то напор насоса (точка 3) превысит сопротивление сети (точка 4) и подача насоса увеличится, а режим работы вернется к точке А. Такая работа насоса называется устойчивой, а условие устойчивости имеет вид
Рис. 2.12. К анализу устойчивой работы насоса в сети: Для насоса с седлообразной характеристикой (рис. 2.12, б) это условие не выполняется в точке А, поэтому режим работы в этой точке неустойчивый, а в точках В и С — устойчивый. Вихревые насосы
Вихревой Вихревые насосы (рис. 2.28) относится относятся к машинам динамического типа. В нем них используется принцип перемещения жидкости между корпусом 1 и ротором 2 за счет вращения последнего. Благодаря касательным напряжениям, возникающим на поверхности ротора, жидкость вовлекается в движение, причем слои, прилегающие к ротору, имеют максимальную скорость, а слои, прилегающие к корпусу, — скорость, равную нулю. Касательные напряжения на поверхности корпуса тормозят движение, поэтому эта поверхность должна быть гладкой. Поверхность ротора должна быть, напротив, шероховатой, чтобы обеспечить максимальную передачу энергии прилегающей жидкости. Для этого поверхность ротора снабжена радиальными лопатками 3, между которыми возникают вихревые течения (вызванные главным образом центробежными силами), обусловливающие большие значения турбулентных касательных напряжений в зазоре. Ротор тщательно уплотнен как по торцевым поверхностям, так и по вершинам лопаток на участке между всасывающим 4 и нагнетательным 5 патрубками. Вал 6, вращающийся с частотой n, также имеет уплотнение.
Рис. 2.28. Схема вихревого насоса: Производительность насоса (без учета утечек) Q = v × B × d , (6.3.2.19) где v — средняя скорость жидкости в зазоре; В — ширина ротора; d — радиальный зазор (расстояние от кончиков лопаток до корпуса, см. рис. 2.28). Напор насоса
где R — радиус поверхности ротора (по основанию лопаток); D — радиальный размер (высота) лопаток; u0 — окружная скорость поверхности ротора Эффективная (потребляемая) мощность
где r — плотность перекачиваемой жидкости; hм — механический КПД, учитывающий потери на трение деталей насоса в уплотнениях. Коэффициент полезного действия вихревого насоса
растет с увеличением коэффициента l1. Это достигается подбором оптимального шага и высоты лопастей. Для регулирования производительности вихревого насоса применяют те же методы, что и для других насосов лопастного типа: дросселирование, байпасирование и изменение частоты вращения ротора. Таблица 2.6 Перекачиваемые среды: А — вода для технических нужд, Б — негорючие и нетоксичные жидкости, Центробежно-вихревые насосы Предназначены для перекачивания воды и нейтральных жидкостей вязкостью до 36 · 10–6 м2/с (36 сСт), температурой до 378 К (105 °С) с содержанием твердых включений массой не более 0,01 % и размером не более 0,05 мм. Насосы ЦВК (двухступенчатые консольные) состоят из общей для всех видов типоразмеров центробежной ступени, обеспечивающей бескавитационную работу вихревой ступени. Вихревое колесо со вставками представляет собой высоконапорную ступень, где перекачиваемой жидкости сообщается напор. Центробежное колесо закреплено от осевого перемещения;вихревое колесо — плавающее (может скользить относительно вала в осевом направлении). В центробежно-вихревом насосе часть полного давления развивается центробежным колесом, КПД которого выше, чем у вихревого колеса. Поэтому КПД насоса ЦВК примерно равен 0,55 (у вихревого h » 0,50). Уплотнение вала — торцевое. Материал основных деталей: корпуса, крышки, центробежного колеса и вставок — чугун СЧ20; вала — сталь 45; вихревого колеса — отливка 20Х13Л. Насосы изготавливаются в экспортном и экспортно-тропическом исполнении. Таблица 2.7 Технические характеристики центробежно-вихревых насосов типа ЦВК
Поршневые и роторные насосы
Поршневой насос 1 (рис. 2.29) состоит из цилиндра 1, в котором с частотой n совершает возвратно-поступательные движения поршень. При всасывании открывается клапан 2, при нагнетании — клапан 3. Средняя производительность идеального поршневого насоса простого действия Qт S × L × n, (6.3.2.22) где S — площадь поперечного сечения цилиндра; L — ход поршня. Средняя производительность реального насоса Q Qт × h об, (6.3.2.23) где hоб — объемный КПД насоса, учитывающий утечки в клапанах (в клапанах — обусловленные их неплотным прилеганием к седлу и запаздыванием закрытия в сопряжении цилиндр—поршень).
Рис. 2.29. Схема поршневого насоса простого действия с воздушными колпаками: Для сглаживания пульсаций давления и подачи жидкости, обусловленных неравномерностью мгновенной подачи (рис. 2.30, б), поршневые насосы оборудуют своеобразными накопителями энергии и жидкости — воздушными колпаками: 4 — на линии всасывания и 5 — на линии нагнетания (рис. 2.29). При этом, например, в колпаке на всасывающей линии происходят следующие процессы. При движении поршня вправо идет процесс всасывания, причем наибольшая подача жидкости в насос должна происходить при максимальной скорости поршня, т. е. в середине его хода, а наименьшая — в левой и правой мертвых точках. Жидкость во всасывающем трубопроводе должна была бы тоже изменять свою скорость, на что требуются дополнительные затраты энергии. Однако благодаря наличию колпака под действием перепада давлений в нем и в рабочей камере насоса при максимальной подаче значительная часть жидкости поступает в насос из колпака, при минимальной подаче запас жидкости в колпаке пополняется из линии всасывания. Таким образом, воздух, сжимаясь, накапливает энергию, одновременно в колпаке накапливается жидкость. При «дефиците» жидкости, поступающей из всасывающего трубопровода, сжатый воздух в колпаке, расширяясь, выталкивает жидкость в насос, восполняя этот «дефицит». В результате снижаются потери энергии (т. е. возрастает действительный напор насоса), а также увеличивается допустимая высота установки насоса. Аналогичные явления происходят и в нагнетательном воздушном колпаке, роль которого заключается в выравнивании подачи жидкости потребителю. Средний объем воздуха в колпаках определяется требованиями, предъявляемыми к неравномерности давления. Эти требования характеризуются коэффициентом
где рmax, рmin, рср — максимальное, минимальное, среднее давления газа в колпаке. Cредний объем воздуха в колпаках должен быть: - для насосов простого действия Vср1 0,55 - для насосов двойного действия Vср2 0,215 - для насосов тройного действия Vср3 0,009 причем для всасывающих колпаков обычно принимают
Рис. 2.30. Схема поршневого насоса двойного действия: Схема насоса двойного действия и графики мгновенной подачи q cS (c — мгновенная скорость движения поршня) показаны на рис. 2.30. Особенностью насоса двойного действия является то, что в нем задействованы обе торцевых поверхности поршня, поэтому его производительность почти вдвое выше, чем у насоса простого действия: Q2 (2S – Sш) L × n × h об, (2.28) где Sш — площадь поперечного сечения штока. Кроме того, за счет более высокой равномерности подачи (когда в правой рабочей камере происходит всасывание, в левой идет нагнетание, и наоборот) объем воздушных колпаков также уменьшается (см. выражения (2.25) и (2.26)). Характеристика идеального насоса (без утечек) представляет собой прямую линию Q = const в координатах Методика определения максимальной высоты установки поршневого насоса описана ранее. Шестеренные насосы
Шестеренные насосы относятся к объемным роторным машинам и используются для перекачивания вязких жидкостей (в системах смазки компрессоров и двигателей, в гидроприводах). Схема шестеренного насоса представлена на рис. 2.31. Ведущее 1 и ведомое 2 зубчатые колеса с минимальными зазорами (как по торцевым, так и по цилиндрическим поверхностям) вращаются в корпусе 3 в направлениях, показанных стрелками. Жидкость, поступающая через всасывающий патрубок 4, попадает во впадины зубчатых колес (область, выделенная штриховкой). Каждый из таких объемов жидкости во впадине переносится колесом вдоль наружной стороны корпуса к нагнетательному патрубку 5, где и выдавливается из впадины зубом другого колеса.
Рис. 2.31. Схема шестеренного насоса: Зубчатые колеса шестеренных насосов чаще всего выполняют одинаковых размеров. В общем случае подача шестеренного насоса равна Q = (Vз z1 n1 + Vз z2 n2) h об, (6.3.2.29) где Vз — объем зуба колеса; z1, z2 — количество зубьев первого и второго колеса; n1, n2 — частоты вращения первого и второго колеса; hоб — объемный КПД насоса, учитывающий перетекание жидкости через зазоры из напорной области в область всасывания. Шестеренные насосы реверсивны, т. е. при изменении направления вращения их колес направление движения жидкости также меняется на обратное. Эти насосы обратимы: если подводить под давлением жидкость к одному из патрубков, то вал ведущего колеса будет вращаться, и с него можно снимать мощность, т. е. насос становится гидродвигателем. Характеристика шестеренного насоса аналогична характеристике поршневого насоса. Технические данные некоторых типов шестеренных насосов приведены в табл. 2.8. Таблица. 2.8 Технические характеристики шестеренных насосов
Способы регулирования производительности насосов объемного типа
Производительность насосов объемного типа (см. формулы ((2.28) и (2.29)) пропорциональна частоте движения рабочего органа (поршня, шестерен, ротора и т. п.), рабочему объему и объемному КПД. С этими параметрами связаны способы регулирования производительности насосов объемного типа. Изменение частоты движения рабочего органа и хода поршня в поршневых насосах технически не всегда легко реализовать (при этом нарушается и динамическая балансировка машины)., так же как и, например, изменение хода поршня в поршневых насосах. Иногда всасывающий клапан выполняют управляемым, задерживая его посадку на место (тем самым снижается объемный КПД машины); этот метод считают наиболее экономичным. Другой простой способ уменьшения объемного КПД — байпасирование. Метод дросселирования в насосах объемного типа не используется, поскольку подача при этом меняется слабо, а потребляемая мощность резко возрастает. На рис. 2.32 показана схема обвязки поршневого насоса 5, оборудованного предохранительным перепускным клапаном 6, байпасной линией 7 с регулятором расхода 8. Линия 1 соответствует идеальной характеристике насоса объемного типа (Q const), линия 2 — характеристике реального насоса (вследствие утечек с ростом давления подача насоса снижается), предохранительный клапан которого отрегулирован на предельное давление рпр= р0 + r × g × Нпр, с тем чтобы защитить насос и его обвязку от разрыва. Здесь р0 — давление на линии всасывания насоса, r — плотность жидкости, Нпр — предельный напор.
Рис. 2.32. Работа насоса объемного типа на сеть: Пусть задан рабочий расход в сети Qс. Исходная характеристика 3 сети пересекается с характеристикой 2 насоса в рабочей точке А, и производительность (абсцисса точки А) больше заданной (рис. 2.32). Предположим, что была предпринята попытка регулировать производительность дросселированием, для чего на линии нагнетания установили дроссель 9. Байпасную линию при этом будем считать закрытой. По мере закрывания дросселя 9 крутизна характеристики сети будет возрастать, при этом рабочая точка А будет перемещаться по характеристике насоса 2 вплоть до точки В. Заметим, что из-за практически вертикальной характеристики насоса 2 производительность при этом будет уменьшаться очень слабо. Как только характеристика сети пройдет выше точки В (а это значит, что изменение давления в сети стало больше предельного), начнет открываться предохранительный клапан 6, пропуская через себя часть жидкости с высоким напором Нпр. Когда характеристика сети станет соответствовать линии 4, подача через нее составит Qс, а через клапан будет перепускаться жидкость с расходом Qкл Qн.пр – Qс (см. рис. 2.32). Мощность, теряемая жидкостью при перепуске через предохранительный клапан, составит Nпр r × g × Qкл × Нпр. Далее рассмотрим регулирование байпасированием при помощи регулятора расхода 8 на байпасной линии 7. Дроссель 9 при этом будем считать отсутствующим. При заданной подаче в сети Qс находим точку С (см. рис. 2.32), которой соответствует напор Нб. Сеть и байпасная линия работают параллельно, т. е. при одинаковом напоре. Продолжая горизонталь Н Нб до пересечения с характеристикой 2 насоса, находим его производительность Qн. Тогда расход через байпасную линию Qб Qн – Qс. Мощность, теряемая жидкостью при перепуске через байпасную линию, равна Nб r × g × Qб × Нб œ Nпр, откуда ясна чрезвычайно низкая экономичность регулирования дросселированием в объемных насосах. Кроме того, подача при таком способе регулирования определяется степенью открытия клапана, оборудованного пружиной (или грузом), которые не рассчитаны на обеспечение стабильного расхода. По этим причинам установка дросселя на линии нагнетания для объемных насосов бессмысленна. Установка же дросселя на линии всасывания недопустима по тем же обстоятельствам, что и для лопастных насосов. Поэтому способ дросселирования для регулирования подачи насосов объемного типа не применяют.
3. Компрессорные машины Основные понятия. Назначение и области применения компрессорных машин
Понятие о компрессорных машинах и их классификация по некоторым признакам даны в п. 1. Основными параметрами компрессорных машин являются производительность, степень сжатия и изотермический КПД. Производительность Q — количество газа, выраженное в единицах объема, подаваемое машиной в единицу времени. Производительность компрессоров обычно выражают в единицах объема газа, приведенного к нормальным условиям (273 К и 101 325 Па). Степень сжатия t — это отношение давления рк в линии нагнетания к давлению р0 на линии всасывания. Изотермический КПД h из характеризуется отношением мощности, необходимой для сжатия газа идеальной компрессорной машиной при изотермическом процессе сжатия газа, к фактической мощности компрессорной машины. В дополнение к классификации, приведенной в п. 1, компрессоры классифицируются по отрасли производства, для которой они предназначены (химические, энергетические, общего назначения и т. д.), по роду сжимаемого газа (воздушные, кислородные, хлорные, азотные, гелиевые и т. д.), по непосредственному назначению (пускового воздуха, тормозные и т. п.). По конечному давлению различают: - вакуум-компрессоры (вакуум-насосы) — машины, которые служат для отсасывания газа из пространства с давлением ниже или выше атмосферного; степень сжатия t таких машин обычно превышает 100; - компрессоры низкого давления, предназначенные для нагнетания газа при давлении от 0,15 до 1,2 МПа; - компрессоры среднего давления — с давлением в линии нагнетания от 1,2 до 10 МПа; - компрессоры высокого давления — с конечным давлением от 10 до 100 МПа; - компрессоры сверхвысокого давления, предназначенные для сжатия газа выше 100 МПа. Компрессоры называют дожимающими, если давление всасываемого газа р0 существенно превышает атмосферное. По способу отвода теплоты различают компрессоры с водяным и воздушным охлаждением. По типу привода — с приводом от электродвигателя, двигателя внутреннего сгорания, паровой или газовой турбины. Для удобства монтажа часто используют электродвигатели, ротор которых является валом компрессора (моноблочный принцип). Расчет, конструирование и эксплуатация компрессора ведутся с учетом свойств газа, для сжатия которого он предназначен. Свойства сжимаемого газа определяют размеры и конструкцию главных узлов и деталей компрессора. Например, при сжатии пожароопасных газов (кислород, водород, углеводородные газы и др.) необходимо обеспечение повышенной герметичности компрессора и взрывобезопасности двигателя, систем защиты и управления. При сжатии газов, отличающихся токсичностью (оксид углерода, хлор и др.) или повышенной текучестью (гелий), главное требование — герметичность компрессора. При сжатии газов с коррозионными свойствами (сероводород, хлор и др.) необходимо применение специальных материалов для деталей газового тракта компрессора. Некоторые газы активно вступают в химическую реакцию с минеральным маслом (например кислород), растворяют минеральное масло или смывают его с трущихся поверхностей компрессора (например углеводородные газы и их смеси), поэтому необходимо применение специальной смазки или выполнение конструкции компрессора, не требующей смазки. Области применения компрессоров по производительности и давлению (рис. 1.7) не являются постоянными и расширяются в ходе научно-технического прогресса. Наиболее распространены и многообразны по конструктивному выполнению, схемам и компоновкам поршневые компрессоры; их различают по устройству кривошипно-шатунного механизма (крейцкопфные и бескрейцкопфные), устройству и расположению цилиндров (простого и двойного действия, L-, У- и Ш-образные, горизонтальные и вертикальные, оппозитные, со ступенчатым поршнем и т. д.), числу ступеней сжатия. Поршневые компрессоры широко применяют в установках для получения искусственных удобрений и пластических масс, в холодильной промышленности и криогенной технике. В азотно-туковой промышленности поршневыми компрессорами сжимается азотно-водородная смесь до 25–50 МПа. В производстве полиэтилена сжатие этилена осуществляется до 200–250 МПа. В нефтедобывающей и нефтеперерабатывающей промышленности поршневые компрессоры применяются в газлифтах, в процессах очистки нефтепродуктов от сернистых соединений и каталитического риформинга легких нефтепродуктов, для получения высокооктанового бензина и ароматических углеводородов. Необходимо отметить, что производительность объемных компрессоров слабо зависит от давления нагнетания. В области средних и больших производительностей, низких и средних давлений часто используют винтовые компрессоры. Винтовые маслозаполненные компрессоры общего назначения с воздушным и водяным охлаждением и асимметричным профилем, несмотря на меньший КПД, более эффективны (по стоимости 1 м3 сжатого газа) по сравнению с поршневыми, центробежными и ротационно-пластинчатыми компрессорами в диапазоне производительностей от 10 до 50 м3/мин. Межремонтный пробег винтовых компрессоров определяется износом подшипников, срок службы которых составляет не менее 15 тыс. ч, а в отдельных случаях достигает 100 тыс. ч. Одна из особенностей винтовых компрессоров — способность сжимать двухфазные (газ жидкость) среды. В 1980-х гг. появились данные о моноблочных воздушных одноступенчатых винтовых компрессорах, в полости сжатия которых вместо масла впрыскивается вода, что обеспечивает уплотнение зазоров, почти изотермический процесс сжатия и чистоту сжатого воздуха. Вода подается через регуляторрегулятор, и после использования легко сепарируется с повторным использованием или сбросом в канализацию. По сравнению с аналогичными по параметрам двухступенчатыми винтовыми компрессорами сухого сжатия (без применения смазывающе-уплотняющей жидкости) водозаполненные компрессоры менее металлоемки, в них отсутствуют промежуточный и конечный холодильники. Ротационно-пластинчатые компрессоры и вакуум-насосы также достаточно широко распространены и занимают устойчивое положение в области малых производительностей. Ротационно-пластинчатые компрессоры общего назначения выпускают производительностью от 0,1 до 100 м3/мин, с абсолютным давлением всасывания от 0,01 до 0,1 МПа и давлением нагнетания: до 1,2 МПа — в одноступенчатом исполнении, ; 1,6 МПа МПа — в двухступенчатом, ; 2,5 МПа — в трехступенчатом. В указанном диапазоне параметров ротационно-пластинчатые компрессоры практически не уступают поршневым компрессорам по КПД и превосходят их в компактности, уравновешенности и надежности. В выпуске ротационно-пластинчатых компрессоров общего назначения увеличивается доля машин сухого сжатия и маслозаполненных с постепенным отказом от смазываемых компрессоров. При откачке и сжатии различных газов и газожидкостных смесей, загрязненных механическими примесями, применяются машины жидкостно-кольцевые (в частности, водокольцевые), а также машины типа Рутс (машина с вращающимися профилированными роторами). По сравнению с машинами других типов эти машины получили наибольшее распространение в качестве вакуум-насосов производительностью от самых малых до 400 м3/мин, а машины типа Рутс — до 2000 м3/мин при абсолютном давлении всасывания от 0,02 МПа и выше. Наиболее экономичны в области больших производительностей центробежные компрессоры общего назначения производительностью от 20 м3/мин и выше. Совершенствование конструкций центробежных машин привело к использованию их там, где традиционно применялись другие типы компрессоров. К преимуществам их относятся высокая производительность, долговечность и более высокая надежность работы, малые габариты и масса, подача газа без пульсаций давления. В настоящее время эксплуатируются центробежные компрессоры с давлением нагнетания более 100 МПа. Осевые компрессоры характеризуются производительностью более 1000 м3/мин и относительно небольшой степенью сжатия в одной ступени (t = 10¸ 15). В большинстве случаев — это многоступенчатые машины, применяемые в авиационной, криогенной технике, в машиностроительной, газовой, химической, металлургической и др. отраслях промышленности. Современные осевые компрессоры газотурбинных установок имеют степень сжатия до 25–35 и выше. В зависимости от скорости газового потока в рабочих органах различают дозвуковые и сверхзвуковые осевые компрессоры с турбо- или электроприводом с частотой вращения 500 с–1 и выше. Осевые компрессоры стационарных установок имеют преимущество перед центробежными — более высокие КПД; однако масса и габариты их несколько выше. Стоимость крупных стационарных установок центробежных и осевых компрессоров примерно одинаковыодинакова. Однако осевые компрессоры имеют ограниченный диапазон рабочих режимов из-за помпажа, чувствительности к коррозии и эрозии. Устройство компрессорных машин Поршневые компрессоры На рис. 3.1 показаны типовые конструктивные схемы поршневых компрессоров: крейцкопфные (крейцкопф-ползун с шарниром) — с двусторонним всасыванием и бескрейцкопфные — одностороннего всасывания (мощностью до 100 кВт). По расположению цилиндров поршневые компрессоры подразделяют на вертикальные, горизонтальные и угловые. Угловые компрессоры подразделяют на прямоугольные (или L-образные, когда ряды цилиндров расположены вертикально и горизонтально, т. е. угол между их осями составляет 90 ), а также У-образные и Ш-образные — машины с наклонными цилиндрами, установленными У- и Ш-образно. Оппозитные компрессоры представляют собой горизонтальные машины с встречным движением поршней и расположением цилиндров по обе стороны вала; они отличаются высокой динамической уравновешенностью, меньшими габаритами и массой, и поэтому практически полностью вытеснили традиционный тип крупного горизонтального компрессора. Для машин малой и средней производительности основными являются два типа компрессора: прямоугольный и У-образный.
Рис. 3.1. Схемы типовых конструкций поршневых компрессоров и двигателей-компрессоров: По числу ступеней сжатия различают одно-, двух- и многоступенчатые компрессоры. Многоступенчатое сжатие позволяет уменьшить температуру сжатого газа, увеличить КПД машины, снизить поршневые силы. Поршневые компрессоры с лабиринтным уплотнением выполняются без поршневых колец и без смазки, т. е. уплотнение пары трения «цилиндр—поршень» представляет собой лабиринт, состоящий из ряда круговых канавок (рис. 3.2). Для уменьшения внутренних утечек газа компрессоры с лабиринтным уплотнением выполняются быстроходными, со скоростью движения поршня не менее 4 м/с. Для сокращения утечек в атмосферу сальники выполняются графитовыми с малыми зазорами и с лабиринтными канавками на внутренней поверхности. При сжатии газов, утечка которых в атмосферу недопустима, к сальникам под давлением подводится воздух, азот или другой безвредный газ. Компрессоры с лабиринтным уплотнением выпускаются одно- и многоступенчатыми, мощностью до 750 кВт на конечное давление до 10 МПа. Их стоимость выше стоимости обычных поршневых компрессоров, поэтому они применяются преимущественно для сжатия совершенно сухих газов (хлор, кислород) или в тех случаях, когда нежелательно присутствие в газе следов графита. Родственными поршневым являются мембранные компрессоры, в которых объем газа изменяется при возвратно-поступательном движении эластичной мембраны, зажатой между крышкой и корпусом компрессора. Мембранные компрессоры обычно применяются при малых производительностях.
Рис. 3.2. Узел цилиндра: Двухроторные компрессоры Двухроторный компрессор типа Рутс представляет собой бесклапанную машину объемного типа. Два идентичных, обычно симметричных, двухлопастных ротора вращаются в противоположных направлениях внутри корпуса, составленного из двух полуцилиндров с минимально возможными зазорами между роторами и между роторами и корпусом. Синхронизация вращения роторов осуществляется при помощи шестерен, расположенных снаружи корпуса. Сжатие газа в этой машине происходит одновременно с нагнетанием благодаря уменьшению объема газа вследствие встречного движения роторов (см. заштрихованную область на рис. 3.3, а, б). В тот момент, когда лопасть ротора соединяет отсеченную порцию газа с линией нагнетания, давление в рабочей камере скачкообразно увеличивается. Из P—V диаграммы видно (рис. 3.4), что такой способ малоэкономичен и обеспечивает малую степень сжатия газа. Машины типа Рутс выпускаются производительностью от нескольких литров в минуту до 2000 м3/мин с давлением нагнетания до 0,15 МПа. Широкое применение этих машин, главным образом в качестве вакуум-насосов и газодувок, объясняется простотой их конструкций и эксплуатации, отсутствием трущихся элементов и смазки в проточной части, уравновешенностью, долговечностью.
Рис. 3.3. Принцип работы компрессора типа Рутс:
Рис. 3.4. Диаграмма компрессора типа Рутс: |
Последнее изменение этой страницы: 2019-05-08; Просмотров: 233; Нарушение авторского права страницы
. (2.18)
, (2.20)
; l1 — коэффициент гидравлического трения на поверхности ротора с лопатками; l2 — коэффициент гидравлического трения на поверхности корпуса.
, (2.21)
, (2.24)
; (2.25)
, для нагнетательных — 
.
, где k — коэффициент, обратный гидравлическому сопротивлению уплотнений насоса (рис. 2.32, линии 1 и 2).
