Характеристики поршневого компрессора

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 8Следующая ⇒

Работу, затрачиваемую на сжатие газа при теоретическом чикле одноступенчатого поршневого насоса компрессора. Можно определить по площади фигуры, ограниченной линиями 1-2-3-4-1 (см рис 9.10), причем она будет минимальной при изометрическом процессе сжатия (площадь 1-2-3-4-1) и максимальной при адиабатическом (площадь 1-2-3" -4-1). В реальном процессе сжатия (политропное сжатие) с отводом тепла (площадь 1-2’-3-4-1) будет иметь:

L_ИЗ< L_ПОЛ< L_АД, (9.33)

где L_ИЗ, L_ПОЛ, L_АД, - работа соответственно при изотермическом, политропическом и адиабатическом процессах.

Рис. 9.10. Диаграмма циклов одноступенчатого компрессора

Приведем аналитические выражения для удельной работы l цикла сжатия 1кг газа при различных термодинамических процессах:

- для изотермического процесса

(9.34)

- для адиабатического процесса

(9.35)

- для политропического процесса

(9.36)

где p₁ – давление газа в начале цикла сжатия;

v₁ – удельный объем газа в начале цикла сжатия;

ε – степень сжатия;

k – показатель адиабаты;

n – показатель политропы.

Сравнение удельных работ, затрачиваемых на сжатие газа при различных термодинамических процессах сжатия, показывает, что наиболее экономичен изотермический процесс сжатия, менее экономичный политропический с отводом тепла (n< k) и самый неэкономичный – адиабатический.

Один из путей повышения экономичности процесса сжатия – приближение его к изотермическому циклу, что можно достигнуть при многоступенчатом сжатии, когда этот процесс осуществляется в несколько этапов с промежуточным охлаждением газа до температуры, равной его температуре при всасывании на первой ступени. Выигрыш в работе в процессе двухступенчатого сжатия по сравнению с одноступенчатым в теоретическом цикле характеризуется площадью фигуры АВ22` на рис 9.11.

Рис. 9.11. Диаграмма рабочего цикла теоретического двухступенчатого компрессора

Работу сжатия в действительном цикле поршневого компрессора можно определить по индикаторной диаграмме (рис 9.12), форма которой характеризует условия протекания рабочего цикла компрессора (пунктирными линиями показана форма индикаторной диаграммы при нормальном режиме, сплошными – действительной диаграммы в случаях различных неисправностей), кроме того, по этой диаграмме можно установить неисправности при работе компрессора, например:

1. объем «вредного» пространства компрессорного цилиндра превышает объем, указанный в паспорте (9.12.2);

2. неисправность в нагнетательном клапане, вследствие чего происходят обратные перетоки газа в компрессорный цилиндр из нагнетательного трубопровода (рис 9.12.3);

3. повышенное сопротивление нагнетательных и всасывающих трубопроводов или клапанов (рис 9.12.5);

4. заедание пластин нагнетательного клапана (рис. 9.12.4);

5. заедание пластин всасывающего клапана (рис 9.12.6);

6. неправильный подбор пружины клапанов (рис 9.12.8);

7. пропуски газа через неплотности в поршневых кольцах (рис. 9.12.7).

Рис. 9.12 Индикаторные диаграммы поршневого одноступенчатого компрессора

Действительная производительность поршневого одноступенчатого компрессора не зависит от давления, температуры и влажности всасываемого газа и является его геометрической характеристикой:

(9.37)

где Q_Д – производительность компрессора, м³/с;

λ – коэффициент подачи;

D – диаметр поршня, м;

s – длина хода поршня, м;

n – частота вращения коленчатого вала компрессора, с^-1.

Коэффициент подачи λ, равный 0, 75÷ 0, 9, учитывает влияние объема «вредного» пространства, сопротивление всасывающих клапанов проходу газа, утечки в клапанах, сальниках.

Объем V_ВР «вредного» пространства компрессорного цилиндра выражается суммой объемов полостей между цилиндром и поршнем 2 по торцу при крайних положениях поршня и проходных «окон» во всасывающих 1 и нагнетательных 8 клапанах (рис 9.13). Этот объем можно приблизительно определить по формуле:

(9.38)

где - ширина зазора.

Рис. 9.13. Схема компрессорного цилиндра

Для большинства компрессом изменяется в следующих пределах:

- со стороны кривошипа =(s/1000)+0, 5 мм;

- со стороны крышки =(s/500)+0, 5 мм.

Практически ширину зазора можно определить по оттиску с помощью свинцовой печати. Мощность, потребляемая компрессором на сжатие:

(9.39)

где l – удельная работа цикла сжатия;

ρ – плотность газа;

Q – производительность компрессора.

Мощность на валу компрессора больше потребляемой за счет потерь на преодоление сил трения в кривошипно-шатунном механизме и на привод вспомогательного оборудования.

(9.40)

где N_ВСП – мощность, потребляемая для привода вспомогательного оборудования;

η _МЕХ – механический КПД.

Экономичность термодинамических процессов сжатия газа характеризуется изометрическим η _ИЗ и адиабатическим η _АД КПД.

η _ИЗ=l_ИЗ/l_ПОЛ (при l< n< k); (9.41)

η _АД=l_АД/l_ПОЛ (при n> k); (9.42)

Характеристика работы поршневых компрессоров в зависимости от степени сжатия показана на рис 9.14.

Рис. 9.14. Характеристика поршневого компрессора

Для приближенной оценки суммарной мощности компрессорного парка и подбора типа компрессоров и их числа по заданной степени сжатия или давления всасывания и нагнетания можно применять достаточно простые номограммы. Производительность компрессорного агрегата при известных давлениях всасывания и нагнетания, молекулярной массе газа (или показателя адиабаты) и мощности компрессорного агрегата можно определить по номограмме, приведенной на рис. 9.15. При этом используют зависимость между молекулярной массой газа и показателем адиабаты (рис 9.16).

Рис. 9.15. Номограмма для определения производительности компрессора

Рис. 9.16. График для определения показателя адиабаты от молекулярной массы

В ряде случаев при известной молекулярной массе (показателем адиабаты), требуемой степени сжатия и объемах газа, подлежащего компримированию, ставится задача оценочного определения числа компрессорных машин, которые должны быть задействованы для компримирования. С помощью номограммы (рис. 9.17) можно установить удельную мощность, необходимую для компримирования 1000 м³ газа в сутки при заданных условиях. Умножая удельную мощность на объем газа, подлежащий компримированию, и на коэффициент ремонтного резерва компрессоров, равный 1, 1-1, 14, находят суммарную установленную мощность компрессорного парка. Число компрессорных машин определяется делением установленной мощности компрессорного парка на мощность одного компрессора.

Рис. 9.17. Номограмма для определения удельной мощности в зависимости от степени сжатия

⇐ Предыдущая 1 234 5 6 7 8 Следующая ⇒