Лекции для ОТГС (2013_ЗМ_42а). Лекция Введение 2 Классификация и применение компрессоров 3 Классификация и применение вентиляторов 3

Скачать 4.23 Mb.

Название	Лекция Введение 2 Классификация и применение компрессоров 3 Классификация и применение вентиляторов 3
Анкор	Лекции для ОТГС (2013_ЗМ_42а).doc
Дата	05.05.2017
Размер	4.23 Mb.
Формат файла
Имя файла	Лекции для ОТГС (2013_ЗМ_42а).doc
Тип	Лекция #7805

Дисциплина “Оборудование для транспортировки газовых сред”
Газ сжимаем (до жидкого состояния).

Жидкость – несжимаемая.

Давление р = 1ат = 0,1013МПа

Температура То = 0°С = 273°К

Температура жидкого гелия = – 268°С

Плотность воздуха ρо = 1,186 кг/м³ при р = 1ат = 0,1013МПа и То = 0°С = 273°К
Насосы, компрессоры и вентиляторы
СОДЕРЖАНИЕ
Лекция 1.

Введение – 2

Классификация и применение компрессоров – 3
Классификация и применение вентиляторов – 3
Классификация и применение насосов – 4

Лекция 2. Газовые законы, законы термодинамики, основные газовые процессы

Уравнение состояния газа
Уравнения сохранения энергии в компрессорных машинах
Работа сжатия и коэффициенты полезного действия компрессора
Охлаждение газа в компрессоре

Лекция 3. Термодинамические циклы, используемые в промышленных установках

5. Объёмные компрессоры – 4

Лекция 4. Индикаторные диаграммы поршневого компрессора

5.1. Поршневые компрессоры – 4

Теоретический цикл поршневого компрессора.

Адиабатический цикл.

Политропический цикл.

Изотермический цикл

Расход мощности компрессора

Действительный цикл и определение подачи поршневого компрессора

Лекция 5. Многоступенчатое сжатие. Сжатие реальных газов

Многоступенчатое сжатие

Введение

В современной технике машины для подачи или транспортировки жидкостей и газов подразделяют на насосы, компрессоры и вентиляторы. Причём насосами называют машины, предназначенные для транспортировки только жидкостей. Работающий насос превращает механическую энергию, подводимую от двигателя, в потенциальную, кинетическую и тепловую энергию потока жидкости.

Насосы служат для подъема жидкости на заданную высоту, перемещение жидкости на некоторое расстояние или для нагнетания ее под избыточным давлением.

Основными величинами, характеризующими работу насоса, являются подача или расход Q (производительность), напор H, мощность N.

Вентиляторами называют машины, перемещающие газовые среды при степени повышения давления (или степень сжатия) до 1,15.

Машины, работающие со степенью сжатия газа более 1,15, но без искусственного охлаждения, называют нагнетателями.

Компрессоры – машины с искусственным, обычно водяным, охлаждением, дающие степень повышения давления (степень сжатия) газа более 1,15.

Т. о. к о м п р е с с о р а м и называют нагнетатели, служащие для подачи сжатого воздуха или газа под избыточным давлением б о л е е 0,2 – 0,3 МПа.

Степень повышения давления (или степень сжатия) есть отношение давления газа на выходе из машины к давлению на входе:

p₂/p₁,

p₂ – давление на выходе из машины,

p₁ – давление на входе.

Повышенная степень сжатия в компрессорах обуславливает изменение термодинамических условий состояния воздуха или газов.

В зависимости от области давления компрессоры различают:

вакуум –компрессоры – машины, которые всасывают газ из пространства с давлением ниже атмосферного и обычно нагнетают в пространство, где давление равно атмосферному или выше;

газодувки – машины, предназначенные для нагнетания при давлениях до 300 кПа; они широко применяются в металлургическом производстве для подачи воздуха и называются в этом случае воздуходувками;

компрессоры низкого давления – машины, предназначенные для нагнетания при давлениях от 300 кПа до 1,0 МПа; основная область их применения - пневматические установки;

компрессоры среднего давления – машины, предназначенные для нагнетания при давлениях от 1 до 10 МПа. Применяются такие машины главным образом в химической, нефтедобывающей и нефтеперерабатывающей промышленности и на магистральных станциях дальнего газоснабжения;

компрессоры высокого давления – машины, предназначенные для нагнетания при давлениях выше 10 МПа. Применяются такие машины преимущественно в азотнотуковом и других производствах с синтезом газов под давлением, в установках для разделения воздуха методом глубокого охлаждения (до 22 МПа) и для наполнения газом баллонов (до 40 МПа);

компрессоры сверх высокого давления – машины, предназначенные для сжатия газа до давлений выше 100 МПа.

Компрессоры высокого давления часто предназначаются для сжатия газа, поступающего при давлении намного выше атмосферного. Такие компрессоры называются дожимающими. Например, в установках синтеза в зависимости от сопротивления системы они повышают давление газа на 1,0 – 3,0 МПа, который поступает в компрессор при давлении 20 – 100 МПа. То есть в компрессорных установках большой производительности и высокого давления сжатие газа часто осуществляют в нескольких компрессорах различного типа.

В зависимости от развиваемого давления:

малые компрессоры производительностью до 0,015 м³/с;

средние компрессоры производительностью от 0,015 до 1,5 м³/с;

крупные компрессоры производительностью от 1,5 м³/с

Основными величинами (параметрами), характеризующими работу компрессора, являются объёмная подача Q (исчисляется обычно при условиях всасывания), начальное p₁ и конечное p₂ давления или степень сжатия , частота вращения n и мощность N на валу компрессора.

В зависимости от области давления вентиляторы различают:

вентилятор низкого давления – машины, предназначенные для создания полного давления порядка 1,0 кПа;

вентилятор среднего давления – используются в тех случаях, когда необходимо получить давление от 1,0 до 3,0 кПа;

наибольшее полное давление, равное 3,0 – 15,0 кПа, достигается с помощью вентиляторов высокого давления.

Забегая вперёд можно сказать, что такое разделение относится только к центробежным вентиляторам. Ниже мы подробно рассмотрим классификацию вентиляторов.

Основными величинами (параметрами), характеризующими работу вентилятора, являются объёмная подача Q и напор H, которые он должен создавать, работая в заданной системе воздухо-или газопроводов.
1. Классификация и применение компрессоров.

По принципу вытеснения (объёмные компрессоры) разделяют:

1. Поршневые

Простого действия – одноступенчатые, многоступенчатые;
Двойного действия – одноступенчатые, многоступенчатые;

2. Роторные

Ротационно-пластинчатые;
С вращающимися поршнями;
Винтовые;
Жидкостно-кольцевые.

По принципу использования динамических сил (лопастные компрессоры) разделяют:

1. Центробежные

2. Осевые

Области применения поршневых и центробежных компрессоров различны и соответствуют особенностям этих машин. Так, поршневые компрессоры, воздействующие с помощью поршня на определённый замкнутый объём воздуха в цилиндре в период нагнетания, могут создавать значительную степень сжатия при относительно ограниченной подаче воздуха или газа. Поршневые компрессоры обладают высоким коэффициентом полезного действия и применение их наиболее целесообразно при давлениях более 1 МПа и при малых подачах (не более 100 – 150 м³/мин).

Использование центробежных компрессоров наиболее целесообразно при подаче больших количеств воздуха (не менее 50 м³/мин) при сравнительно невысоком давлении (0,7 – 0,8 МПа). Центробежные машины имеют ряд преимуществ перед поршневыми: отсутствие быстро изнашивающихся частей – поршни, клапаны и т. д., они не требуют внутренней смазки и поэтому не загрязняют сжатый воздух или газ, что очень важно в пищевых производствах. Благодаря большой частоте вращения роторов центробежных компрессоров их можно непосредственно соединять с электродвигателями или паровыми турбинами.

Установки с турбокомпрессорами более компактны – они имеют меньший вес, занимают меньшую производственную площадь. Так как воздух или газ проходит равномерно через компрессор в одном направлении, отпадает необходимость установки ресиверов между отдельными ступенями.

Существенным недостатком турбокомпрессоров является их меньший КПД и невозможность получения высоких давлений при относительно малых подачах.
3. Классификация и применение вентиляторов.

Центробежные вентиляторы:
1. Низкого давления;
2. Среднего давления;
3. Высокого давления.
Осевые вентиляторы.

Центробежными называют вентиляторы, в которых воздух перемещается за счет центробежных сил вызываемых рабочим колесом машины.

Вентиляторы, конструкции которых обеспечивают продольное перемещение воздуха вдоль его оси, называются осевыми вентиляторами.

Центробежные вентиляторы применяются для подачи воздуха или газа при относительно большем давлении, а осевые – когда необходимо перемещать большое количество воздуха при малом давлении.

В связи с тем, что давление, создаваемое вентиляторами, невелико, сжимаемостью газов в вентиляторах можно пренебречь. Поэтому теоретические основы работы лопастных насосов применимы и для вентиляторов.

Наиболее широкое распространение в практике получили центробежные вентиляторы, которые применяются в разветвлённых вентиляционных установках, в системах пневматического транспорта, в котельных установках в качестве тяго – дутьевых устройствах и т. п.

Осевые вентиляторы применяют в основном для вентиляции гражданских и промышленных зданий.

Преимущества осевых вентиляторов перед центробежными таковы: осевые вентиляторы при равных эксплуатационных условиях менее громоздки, занимают меньшую площадь, конструктивно более просты и при больших подачах воздуха значительнее экономичнее. Они развивают относительно меньшее давление (40 – 400 Па), но способны перемещать большие количества воздуха – до нескольких десятков тысяч метров кубических в час. Поэтому осевые вентиляторы применяются в вентиляционных системах с большой подачей воздуха, где отсутствуют значительные сопротивления.

Одним из преимуществ осевых вентиляторов является их быстроходность. Вследствие этого они допускают непосредственное соединение с быстроходными электродвигателями.
4. Классификация и применение насосов.

По принципу вытеснения (объёмные насосы) разделяют:

1. Поршневые

2. Роторные

шестеренчатые;
пластинчатые;
кулачковые;
винтовые;
водокольцевые.

По принципу использования динамических сил (лопастные насосы) разделяют:

1. Центробежные

2. Осевые

Специальные насосы:

1. Струйные

2. Эрлифтные

Основными типами гидравлических машин, применяемы в различных отраслях промышленности для транспортировки эмульсий и жидких суспензий, являются поршневые и центробежные насосы.

Поршневые насосы работают на принципе вытеснения жидкости из цилиндров рабочими органами, называемыми поршнями или плунжерами. В этих насосах происходит непосредственная передача давления жидкости.

Центробежные насосы осуществляют транспортировку за счет работы центробежных сил, возникающих при вращении лопастных рабочих колес. К этому типу относят и осевые пропеллерные насосы, в которых перемещение жидкости происходит за счет действия подъемной силы, возникающей на лопастях пропеллерного колеса.

Шестеренчатые и винтовые насосы так же относятся к группе объемных насосов. Такие насосы применяются для подачи вязких жидкостей (масел, смол и т.п.).

Термодинамические циклы, используемые в промышленных установках
1. Объёмные компрессоры.
По конструктивным особенностям и принципу действия компрессоры, например применяемые в пищевой промышленности, классифицируются по схеме, представленной на рис. 1 [Шлипченко З.С. Насосы, компрессоры и вентиляторы].

Рис. 1. Классификация компрессоров для пищевой промышленности
Ротационные компрессоры конструктивно и по способу привода сходны с центробежными компрессорами, а по принципу действия (вытеснение) они относятся к поршневым машинам.

Отличие центробежных (турбокомпрессоров) от многоступенчатых центробежных насосов заключается в том, что рабочим телом является сжимаемый газ и поэтому имеют место тепловые процессы. Они, как правило, применяются при подаче больших количеств воздуха (более 50 куб. м/мин) при сравнительно невысоком давлении (0,7 – 0,8 МПа).

1.1. Поршневые компрессоры.
Индикаторные диаграммы поршневого компрессора
Принцип действия поршневого компрессора заключается в том, что поршень выталкивает воздух или газ лишь после того, как давление в цилиндре компрессора превысит давление в нагнетательной линии.

По расположению цилиндров компрессоры можно разделить на горизонтальные, вертикальные и с наклонными цилиндрами; по способу охлаждения – с воздушным (небольшие компрессоры) и водяным охлаждением.

По своему назначению компрессоры различают на воздушные, кислородные, аммиачные, углекислотные и др.

Теоретический цикл поршневого компрессора.

Теоретическим этот процесс называют потому, что при его изучении не учитывают ряд факторов: гидравлическое и механическое сопротивление клапанов, трения поршня в цилиндре. Отличительной чертой теоретического процесса от действительного является предположение, что после нагнетательного хода поршня в цилиндре не остаётся газа.

Адиабатический цикл.

Рассмотрим теоретический одноступенчатый цикл (рис. 2).

Рис. 2. Теоретический цикл поршневого компрессора
При движении поршня из крайнего левого положения 1 в крайнее правое всасывающий клапан k открыт, и воздух всасывается в цилиндр. Давление на протяжении всего входа всасывания (линия всасывания 1 – 2) постоянно и равно атмосферному. При ходе поршня от крайнего правого положения 2 влево всасывающий клапан закрывается и газ, в полости цилиндра сжимается. Если процесс сжатия происходит без охлаждения то температура газа повысится от температуры Т₁ (точка 2) до Т₂ (точка 3). В этом случае изменение давления газа представляется в виде адиабаты (кривая 2 – 3). При достижении давления р₂, равного давлению газа в нагнетательном сборнике, открывается нагнетательный клапан m, и газ выталкивается при давлении р₂ (линия 3 – 4 линия нагнетания). По окончании нагнетания начинается снова всасывание, при этом происходит падение давления от р₂ до р₁ (линия 4 – 1). Площадь 1 – 2 – 3 – 4 – 1 представляет собой работу, затраченную компрессором на один цикл, т. е. на всасывание, сжатие и нагнетание газа в условиях адиабатического процесса. Эту площадь, эквивалентную работе компрессора, можно выразить по элементам, считая работу, совершаемую поршнем при сжатии газа положительной, а при расширении отрицательной:

L = пл. (b – с – 2 – 3) + пл. (b – 3 – 4 – а) – пл. (1 – 2 – с – а) (1)

Для того, чтобы определить работу, затраченную компрессором, запишем некоторые уравнения термодинамики:

Уравнение состояния газа

(2)

Уравнения адиабатического процесса

(3) где k показатель адиабаты

(4)

С_р, С_ - удельная теплоемкость при постоянном давлении и постоянном объеме соответственно.

Уравнение работы сжатия в адиабатическом процессе

(5)

Удельная теплоёмкость при постоянном объёме

(6)

Отношение абсолютных температур

(7)

где р₁, р₂, - абсолютные давления газа в начале и конце сжатия; Т₁, Т₂ –абсолютные температуры в начале и конце сжатия; ₁, ₂, -удельные объёмы газа в начале и конце сжатия, м³/кг; А – механический эквивалент тепла (А=4180 Дж), R – газовая постоянная, равная 8310/М, Дж/(кгК (М – мольная масса газа).

Используя приведённые формулы, запишем удельную работу затрачиваемую на сжатие 1 кг газа при адиабатическом процессе в соответствии с формулой (1), Дж/кг:

(8)

Здесь первое слагаемое выражает работу адиабатического сжатия, второе слагаемое выражает работу нагнетания, третье работу всасывания.

Учитывая, что при адиабатическом процессе

уравнение (8) можно записать в виде:

Подставим в полученную зависимость значение теплоемкости при постоянном объёме (6) запишем:

Теперь воспользовавшись уравнениями состояния газа и отношением абсолютных температур запишем уравнение выражающее теоретическую величину работы затрачиваемой одноступенчатым компрессором при адиабатическом сжатии 1 кг газа, Дж/кг:

(9)

Теоретическая величина работы на 1 м³ засасываемого газа, Дж/м³:

Показатель адиабаты для одноатомных газов k=1,66 – 1,67; двухатомных – k=1,4 – 1,41; трехатомных и многоатомных – k=1,33.
Политропический цикл.

Как известно, при постоянном показателе политропы n=const процесс политропического сжатия задан уравнением, справедливым как для идеального, так и реального газов:

(1) где численное значение n: 1 n k, в этом случае политропическое сжатие протекает с отводом тепла, при значении n k – с подводом.

Так, если сжатие в поршневом компрессоре происходит по политропе 2 – 3, то площадь политропического сжатия b – c – 2 – 3 на диаграмме (рис. 1) эквивалентна работе политропического сжатия.

При политропическом процессе, пользуясь аналогичными рассуждениями, как и при адиабатическом цикле можно определить удельную работу затрачиваемую одноступенчатым компрессором на сжатие 1 кг газа, Дж/кг:

(11) где показатель политропы: n = 1,2 – 1,3.
Изотермический цикл

Если процесс сжатия происходит в присутствии теплообмена, то есть с охлаждением, то температура газа или воздуха будет постоянна.

При изотермическом сжатии газа давление и удельный объём связаны уравнением:

или

(12)

Площадь индикаторной диаграммы 1 – 2 – 3- 4 – 1 (рис. 2) представляет собой работу поршневого компрессора на один цикл в условиях изотермического процесса. Указанную площадь можно выразить по элементам так:

L = пл. (b– с – 2 – 3) + пл. (b – 3 – 4 – а) – пл. (1 – 2 – с – а)

Работа изотермического сжатия (что соответствует значению n=1), которой на диаграмме (рис. 1) эквивалентна площадь b – с – 2 – 3, как известно из термодинамики определяется величиной:

(13)

Следовательно, удельная работа всего изотермического цикла одноступенчатого компрессора на сжатие 1 кг газа определяется выражением, Дж/кг:

(14) но так как,

то выражение (3) запишем в виде:

(15)

Как видно из pv–диаграммы для поршневого компрессора, наибольшая работа затрачивается компрессором при адиабатическом сжатии газа, когда тепло, выделяющееся при сжатии газа, не отводится, то есть процесс сжатия происходит без охлаждения. Экономия в работе компрессора при переходе процесса адиабатического сжатия к изотермическому (при отводе тепла) характеризуется площадью 2 – 3 – 3– 2.

Практически тепло отводится от компрессора при помощи охлаждающей воды, циркулирующей в рубашке цилиндра, и процесс сжатия происходит по некоторой политропе, так как показатель политропы уменьшается до n = 1,25 – 1,2. Дальнейшее приближение к изотермическому процессу оказывается невозможным из-за ограниченной поверхности цилиндра компрессора. Обычно принимают разность между температурой выходящей и входящей воды 5-10С. Если разность температур оказывается выше, то увеличивают приток охлаждающей воды.

Охлаждение цилиндра не только уменьшает расход мощности, но и улучшает условия его эксплуатации, так как при более низкой температуре смазка не “выгорает” и создаются более благоприятные условия работы поршня, цилиндра и других элементов установки из-за уменьшения температурного расширения деталей и их износа.
Расход мощности и КПД компрессора

Энергетическую эффективность работы компрессоров принято оценивать так называемым условным энергетическим КПД. Он представляет собой отношение мощностей эталонных (наиболее эффективных) компрессоров данного типа к действительной мощности данного компрессора.

Если компрессор работает с интенсивным охлаждением, эталонным является изотермический процесс сжатия с минимальным количеством затрачиваемой энергии. То условный КПД компрессора называется изотермным:

где L_В, N_В – работа и мощность на валу компрессора.

В компрессорах не имеющих специального охлаждения, отвод тепла от сжимаемого газа очень мал. За эталонный процесс для подобных компрессоров принимают адиабатный, а КПД компрессора в этом случае называют адиабатным и определяют как:

Работа L_В или мощность N_В на валу компрессора расходуется главным образом на сжатие и перемещение газа L_И, N_И и преодоление трений в механизме движения компрессора L_ТР, N_ТР. Уравнение КПД с учетом потерь на трение можно представить в виде:

Отношение N_ИЗ/N_И называют изотермным индикаторным КПД _ИЗ.И. Он отражает термодинамическое совершенство сжатия газа в компрессоре.

Отношение:

называют механическим КПД _мех. Этот коэффициент отражает совершенство механизма движения компрессора. Следовательно, изотермный КПД компрессора равен:

_из=_из.и_мех.

По аналогии, адиабатный КПД компрессора:

_ад=_ад.и_мех.

Таким образом, расход мощности на валу компрессора при изотермическом процессе может быть определён в виде:

(16)

где Q – объём газа, всасываемого компрессором в единицу времени, м³/с.

Работа на валу компрессора при политропическом процессе сжатия отличается только на величину механических потерь. Тогда расход мощности на валу компрессора можно определить по следующей формуле:

(17)

Обычно КПД компрессоров, которые наиболее часто применяются на практике, находятся в пределах: для поршневых компрессоров _из=0,8-0,92; для лопастных компрессоров _ад=0,75-0,85; _мех=0,9-0,96 (на преодоление механического трения в конструктивных узлах: поршень – цилиндр, крейцкопф, уплотнения, подшипники). У Шлипченко: _из=0,55-0,75; _мех=0,9-0,96.

Расход мощности компрессора с отводом тепла при политропическом сжатии газа практически может приближаться к расходу мощности, соответствующему изотермическому процессу.
Действительный цикл и определение подачи поршневого компрессора

Действительный рабочий процесс в компрессоре отличается от теоретического (причины по которым это происходит, мы указывали ранее). Так в действительности в пространстве между поршнем и крышкой цилиндра остаётся газ в то время, когда поршень достигает своего крайнего положения. Это положение называют мёртвым, а объём пространства, в котором задерживается газ, называется вредным пространством. Обычно объём вредного пространства составляет от 2 до 7% рабочего объёма цилиндра.

Рассмотрим диаграмму действительной работы компрессора (рис. 3).

Рис. 3. Диаграмма действительной работы компрессора
Вследствие того, что во вредном пространстве V₀ газ оказывается сжатым до давления р₂, всасывание его в цилиндр начинается не тогда, когда поршень сдвинется с мёртвой точки, а только после того, когда газ расширится в цилиндре, заняв объём V₀`, и давление его снизится до р₁. Только после этого в точке 1 начинается всасывание. Отсюда видно, что вредное пространство отрицательно сказывается на подаче компрессора. Отношение фактически засасываемого объёма газа к теоретическому называют объёмным коэффициентом полезного действия (КПД) компрессора: ₀=V₁`/V₁.

В связи с тем, что в реальном компрессоре подъём клапанов и движение газа в соединительных клапанах связано с преодолением соответствующих гидравлических сопротивлений, фактическое давление газа при всасывании снижается до давления меньшего, чем р₁ (линия 1 – b – 2), а при нагнетании давление повышается больше, чем до р₂ (линия 3 – а – 4). Линия 1 – 2 - линия атмосферного давления, а линия 3 – 4 - линия конечного сжатия.

Вследствие утечек и нагрева газа при его движении через всасывающие клапана действительная степень наполнения  цилиндра компрессора меньше его объемного КПД ₀.

Отношение объёмна газа, поданного компрессором, к объёму описанному поршнем называется степенью наполнения , которая обычно составляет 92 – 98% объёмного КПД:  = ₀ – 0,04.

При изотермическом процессе объёмный КПД определяют по формуле:

(18)

При политропическом процессе:

(19)

Из этих зависимостей видно, что объёмный КПД компрессора тем меньше, чем больше вредное пространство Е и степень сжатия (Е = s₀/s, где s₀ – ход поршня соответствующий вредному пространству, s – ход поршня на всасывание и нагнетание).

Т. о., относительное значение вредного пространства в долях хода поршня определяется соотношением: Е = so/s .

На практике: 0,02 < E < 0,08.

Подача компрессора одинарного действия, отнесённая к условиям всасывания определяется следующим образом:

(20)

Подача компрессора двойного действия:

(21)

где F – площадь поршня, f – площадь штока, n –частота вращения вала компрессора.

Средняя скорость поршня определяется по уравнению:

C_п = 2s  n/60,

где 2s – путь, проходимый поршнем за 1 оборот коленчатого вала.

Многоступенчатое сжатие. Сжатие реальных газов

При необходимости получения газа под высоким давлением возникает вопрос о целесообразности его сжатия в одной ступени или распределения общего повышения давления на две или несколько последовательно работающих ступеней компрессора.

Рассмотрим диаграмму рабочего процесса в трёхступенчатом компрессоре, представленную на рис. 4.

Рис. 4. Диаграмма сжатия в многоступенчатом компрессоре
В первой ступени всасывание происходит по линии а-1. Сжатие происходит по адиабате линия 1-2. Линия 2-b нагнетание газа из первой ступени в промежуточный холодильник. Вследствие охлаждения газа его объём уменьшился (линия b-3). Линия 2-3 показывает изменение объёма газа при охлаждении при постоянном давлении.

Всасывание во второй ступени происходит по линии b-3. При охлаждении сжатие газа во второй ступени происходит по политропе 3-4. Линия 4-с нагнетание газа из второй ступени в промежуточный холодильник. После охлаждения до начальной температуры объём газа уменьшается (линия с-5). Линия 4-5 изменение объёма газа.

Всасывание на третьей ступени происходит по линии с-5, при давлении р₃. Вследствие охлаждения компрессора сжатие газа до р₄ в третьей ступени происходит по политропе 5-6. Нагнетание газа в сборник происходит по линии 6-d при постоянном давлении р₄.

Для обеспечения нормальной работы многоступенчатого компрессора должны быть удовлетворены следующие требования:

а) газ во всех холодильниках должен охлаждаться до начальной температуры всасывания в первой ступени;

б) конечные температуры сжатия во всех ступенях должны быть одинаковыми.

Из диаграммы видно, что если бы сжатие газа было произведено в один приём по линии сжатия 1-е, то площадь диаграммы а-1-е-1-d-а была бы большей, чем площадь диаграммы многоступенчатого сжатия а-1-2-3-4-5-6-d-а. Поэтому работа, затрачиваемая при многоступенчатом сжатии, меньше, чем при одноступенчатом сжатии (заштрихованная площадь). Из диаграммы также видно, что с увеличением числа ступеней компрессора процесс сдвигается ближе к изотерме, что с точки зрения затраты энергии более выгодно. Однако с прибавлением новой ступени усложняется конструкция компрессора.

Степень сжатия  в каждом цилиндре многоступенчатого компрессора принимается одинаковой и определяется по формуле:

(22)

где р_z₊₁ – давление на выходе компрессора, z – число ступеней выбирается таким, чтобы степень сжатия в каждой из них не превышало  = 4.

Это относится к большим компрессорам. При такой степени сжатия температуры, возникающие в цилиндрах компрессора, не слишком высоки и при этом обеспечивается надёжная смазка. Только в малых компрессорах допускается большая степень сжатия.

Обычно для компрессора количество ступеней принимают равным:

- одну ступень при сжатии воздуха или газа до 0,5 – 0,7 МПа;

- две ступени – до 2,5 МПа;

- три ступени – до 12,5 МПа.

- четыре ступени и более – свыше 12,5 МПа.

Например. При необходимости сжать воздух до 6,4 МПа принимают три ступени компрессора. В этом случае степень сжатия будет:

, и, следовательно, в первой ступени воздух будет сжат до 0,4 МПа, во второй – до 1,6 МПа, а в третьей – до 6,4 МПа.

Так как в каждой последующей ступени объём газа уменьшается, то объём цилиндров компрессора для каждой последующей ступени должен быть меньшим во столько раз, во сколько раз сжимается газ, а именно:

(23)

При равных отношениях давлений по ступеням работа, затрачиваемая в многоступенчатом компрессоре, например при политропическом цикле, рассчитывается по формуле:

(24)

Равенство отношений давлений во всех ступенях компрессора не только снижает суммарную затрату работы. Температуры нагнетания в этом случае тоже равны по ступеням и более низки, чем при разных отношениях давлений.

Расход воды

Охлаждающая вода должна отнимать количество теплоты эквивалентное работе сжатия:

, Вт; (25)

где V – производительность компрессора, м³/с;

_г – плотность газа, кг/м³;

L – работа затрачиваемая на сжатие газа, Дж.

Тогда при нагревании воды на 10С расход ее составит:

(26) где с – удельная теплоемкость воды (4,1910³ Дж/кгК).
Схемы многоступенчатых компрессоров

Двух- и многоступенчатые компрессоры, представленные на рис. 5, могут быть выполнены в виде: двух или нескольких последовательно расположенных цилиндров (рис. 5а), с двумя или несколькими параллельно расположенными цилиндрами (рис. 5б) и с дифференциальным поршнем (рис. 5в).

Рис. 5. Схемы устройства многоступенчатых компрессоров
На практике часто применяется конструкция двухступенчатого компрессора с дифференциальным поршнем (рис. 6). В промежуточном холодильнике между двумя ступенями газ движется в межтрубном пространстве, а охлаждающая вода – внутри труб.

Рис. 6

Основные элементы компрессорной установки

Обычно, в состав компрессорной установки производственного назначения входит другое вспомогательное оборудование, необходимое для обеспечения нормальной работы компрессора (рис. 7).

Рис. 7. Схема установки воздушного поршневого компрессора
Перед воздушным поршневым компрессором обязательно устанавливают фильтр 1 (обычно масляного типа) для очистки всасываемого снаружи воздуха и предотвращения засорения компрессора и износа цилиндра. Газосборник: 2 – обратный клапан, 3 – манометр, 4 – предохранительный клапан, 5 – резервуар (ресивер), 6 – спускной кран (для конденсата).

Возможности поршневых компрессоров:

Q - подача (производительность) – от 0,001 до 500 куб. м/мин;
P - давление – от 0,01 до 150 МПа;
N - расход мощности – от 0,1 до 7000 кВт и более.

Поршневые вакуум-компрессоры

По принципу действия такие компрессоры являются компрессорами, всасывающими газ при пониженном давлении, сжимающими, а затем и нагнетающими его. Хотя практически давление нагнетания не превышает атмосферное, степень сжатия в вакуум-компрессорах значительно больше, нежели в обычных компрессорах. В этом случае принимая во внимание высокую степень сжатия для охлаждения цилиндров применяют водяные рубашки. Причем, охлаждение является достаточно эффективным вследствие малого количества подаваемого воздуха.

При высокой степени сжатия объёмный КПД будет небольшим. В этом случае, чтобы увеличить объёмный КПД снижают объём вредного пространства до 2-3 %. Это можно достичь с помощью:

Золотникового распределения.
Выравнивания давления во вредном пространстве с давлением во всасывающей полости цилиндра.

В этом случае в теле цилиндра делают 6-8 канавок глубиной 3-4 мм и шириной 10-12 мм. Длина канавок должна превышать толщину поршня. В этом случае они будут соединять мёртвое пространство компрессора со всасывающей полостью цилиндра. В таком случае, когда поршень достигает своего крайнего (мёртвого) положения, сжатый до высокой степени газ во вредном пространстве, прорывается через канавки в область всасывания. При этом давление во вредном пространстве снижается почти до давления всасывания, а в полости всасывания давление практически не повышается, так как объём газа, перешедшего из вредного пространства, невелик по сравнению с объёмом цилиндра. С помощью такого выравнивания давлений достигается высокий объёмный КПД порядка ₀ = 0,95. При нормальном охлаждении цилиндров показатель политропы принимается равным n = 1 ,2 – 1,25.

Работа вакуум-компрессора определяется по таким же зависимостям, что и для многоступенчатых компрессоров большого давления. При политропич. цикле:

(27)

О

днако работа, а следовательно и мощность, затрачиваемая вакуум-компрессором, изменяется по некоторому закону (рис. 8), вначале увеличиваясь, а затем уменьшаясь.

Рис. 8. График зависимости Lпол = f(p1) для поршневого вакуум-компрессора
Вначале они увеличиваются до некоторого максимального значения, а затем уменьшаются до нуля. Поэтому при выборе двигателя вакуум-компрессора необходимо брать в расчёт наибольшее значение мощности в соответствии с графиком L_пол=f₁(p₁).

Объём, описываемый поршнем вакуум-компрессора, одинарного действия определяется по формуле:

(28)

где F – рабочая площадь поршня.

Подача компрессора по всасываемому воздуху определяется как:

(29)

Степень наполнения  определяется как и в случае политропического процесса рассмотренный при действительном рабочем процессе в одноступенчатом компрессоре, т. е. по формуле (19).
Конструктивные элементы поршневых компрессоров
Цилиндры
Клапаны
Тарельчатые (рис. 9)

Рис. 9. Тарельчатый клапан
Пластинчатые
Кольцевые (рис. 10)

Рис. 10. Кольцевой клапан

Рис. 11. Полосовой клапан

Полосовые (рис. 11)
Многоярусные
Прямоточные (рис. 12)

Рис. 12. Прямоточный клапан
Материалы
Расположение клапанов
5.2. Роторные компрессоры.

Роторные компрессоры работают по тому же принципу, что и поршневые машины, то есть по принципу вытеснения. Основная часть энергии, передаваемой газу, сообщается при непосредственном сжатии.

Роторные нагнетатели, развивающие избыточное давление до 0,3МПа (при атмосферном давлении на входе), как мы говорили ранее, называются воздуходувками, а создающие более высокое давление – компрессорами.

Роторные машины имеют ряд преимуществ перед поршневыми: уравновешенный ход из-за отсутствия возвратно-поступательного движения; возможность непосредственного соединения с электродвигателем; равномерная подача газа; отсутствие клапанов и т.д. Вместе с тем они имеют более низкий КПД, развивают более низкое давление.

Наибольшее распространение получили два типа ротационных машин: пластинчатые и с двумя вращающимися поршнями.

Ротационный пластинчатый компрессор

Для создания давления от 0,3 до 0,4 МПа применяют одноцилиндровые пластинчатые компрессоры. Два последовательно установленных пластинчатых компрессора с промежуточным охлаждением могу создать давление до 0,7 МПа.

Рис. 8. Ротационно-пластинчатый компрессор
Р

Рис. 8. Ротационно-пластинчатый компрессор

ассмотрим схему ротационного пластинчатого компрессора (рис. 8), который имеет всасывающий патрубок 1, ротор компрессора 2 расположенный эксцентрично в цилиндре 3. В роторе выполнены радиальные прорези, в которых перемещаются пластины 4. Вокруг цилиндра расположена водяная рубашка 5 для охлаждения компрессора. Нагнетание газа происходит через патрубок 6.

Компрессор работает следующим образом: благодаря эксцентричному расположению ротора при его вращении образуется серповидное пространство, разделённое пластинами на отдельные камеры. Пластины выходят из пазов ротора вследствие действия центробежных сил. Вследствие того, что при вращении ротора объём камеры увеличивается, происходит всасывание газа или воздуха через патрубок 1. Всасываемый газ попадает в замкнутую камеру, объём которой, перемещаясь при вращении ротора, уменьшается. Сжатие за счёт уменьшения объёма камеры приводит к увеличению давления и выталкиванию газа в нагнетательный патрубок 6.

Рис. 9. Ротационно-пластинчатый компрессор с разгрузочными кольцами
Для уменьшения трения пластин о цилиндр устанавливаются разгрузочные кольца 1 (рис. 9), которые охватывают пластины и свободно вращаются в цилиндре 2. В зазор между внешней поверхностью разгрузочных колец и внутренней поверхностью выточек в цилиндре через отверстия 3 попадает масло. Число пластин в таких компрессорах не менее двадцати, чтобы уменьшить перепад давления между камерами и этим ослабить перетекание газа и увеличить объёмный КПД.

Рис. 9. Ротационно-пластинчатый компрессор с разгрузочными кольцами

Для уменьшения износа цилиндра и пластин, окружная скорость на внешней кромке пластин должна быть не более 10 – 12 м/с. Для плотного прилегания пластин к цилиндру необходимо, чтобы минимальная скорость была в пределах 7 – 7,5 м/с.