Глава 10 Компрессоры (Головинцов А.Г., Юдаев Б.Н., Федотов Е.И. - Техническая термодинамика и теплопередача 1970), страница 2

называют объемным коэффициентом (или объемным к. п. д.) компрессора. Этим коэффициентом оценивается влияние объема мертвого пространства на производительность компрессора.

В результате анализа рабочих Процессов компрессоров можно установить, что на объемный коэффициент оказывают влияние величина объема мертвого пространства и степень сжатия, т. е. отношение конечного давления (нагнетания) к начальному (всасы­ванию). При увеличении объема мертвого пространства объемный коэффициент падает. Он падает также и при росте степени сжатия. Последний фактор оказывает решающее влияние, поэтому сжатие газа в одном цилиндре ограничивается некоторыми значениями этого отношения.

Большие значения величины конечного давления сжатия нежелательны также по соображениям обеспечения безопасности рабо­ты компрессора: при высоких давлениях сжатия температура газа достигает таких значений, при которых возможно самовозгорание масла, подаваемого в цилиндр для смазки трущихся частей.

Опыт показывает, что сжимать в одном цилиндре среду выше чем до 5—8 am при давлении всасывания 1 am практически нецелесообразно. Для больших значений конечного давления сжатия применяют многоступенчатое сжатие (двухступенчатое, трехсту­пенчатое и т. д.).

§ 54. Двухступенчатый идеальный поршневой компрессор

На рис. 70 приведена схема устройства идеального двухступен­чатого компрессора (не имеющего объема мертвого пространства). Каждая его ступень работает как одноступенчатый идеальный ком­прессор. Между ступенями установлен промежуточный холодиль­ник п. х., в котором охлаждается газ после первой ступени. При расчетах двухступенчатых компрессоров считают, что в проме­жуточном холодильнике газ охлаждается до температуры, равной температуре газа, всасываемого в первую ступень. Обычно у ре­альных компрессоров, правильно рассчитанных и изготовленных и работающих в нормальных условиях, промежуточный холодиль­ник обеспечивает охлаждение газа, называемое полным. Прини­мается также, что в промежуточном холодильнике не происходит падения давления газа, что обеспечивает равенство давлений на линии нагнетания первой ступени и линии всасывания второй ступени.

Таким образом, совместное изображение рабочих процессов обеих ступеней, составляющих рабочий процесс двухступенча­того компрессора, представится следующим образом (рис. 71): a1 — линия всасывания в первую ступень; 2b — нагнетание из

125

но

поэтому

Величина

характеризует степень сжатия в каждой ступени компрессора.

первой ступени в промежуточный холодильник; bЗ — всасывание во вторую ступень из промежуточного холодильника; 4с - на­гнетание сжатого газа в газосборник; линии 1—2 и 3—4 — про-

цессы сжатия, в общем случае политропного. Точки 1 и 3 лежат на одной и той же изотерме.

Важнейшей задачей проектирования двухступенчатых ком­прессоров является определение диапазона давлений p₁ — р₄

по ступеням пли определение дав­ления конца сжатия в первой ступени. Расчеты показывают, что выгодно добиваться равенства ра­бот в обеих ступенях компрес­сора, т. е. l_I = l_II этими усло­виями и определяется искомое давление. Работу каждой ступени находят как работу одноступен­чатого компрессора. Тогда

Считая, что показатели политроп сжатия в обеих ступенях оди­наковы и учитывая, что p_lv_l = p₃v₃, так как t₁ = t₃, получаем

Окончательно промежуточное давление может быть выражено следующим образом»

В диаграмме Т — s процессы сжатия в двухступенчатом ком­прессоре представляются двумя политропами 1—2 и 3—4 (рис. 72). Процесс охлаждения газа в промежуточном холодильнике изоб­разится линией 2—3. Равенство затраченной работы на каждую ступень, а также равенство показателей политроп и температур t₁ и t₃ приводит к равенству температур в конце сжатия в обеих ступенях (точки 2 и 4).

Площади 12bа и 34dc представляют теплоту, отводимую от газа при политропическом процессе сжатия в первой и второй сту­пени компрессора. Площадь 23сb равна теплоте, отводимой от газа в промежуточном холодильнике.

127

На рис. 73 приведен рабочий цикл двухступенчатого компрес­сора, отличающегося от идеального только наличием объема мерт­вого пространства.

Объемные коэффициенты ступеней сжатия этого компрессора

был бы значительно меньше _I и _II. Это говорит о том, что при двухступенчатом сжатии увеличивается, производитель­ности компрессора. Если сравнить рабочие цик­лы двухступенчатого компрес­сора а12b34с (см. рис. 71) и одноступенчатого, сжимающего газ в том же диапазоне давле­ний а14'с, то легко установить, что при использовании проме­жуточного охлаждения затраченная работа в двухступенчатом компрессоре меньше работы, затраченной в одноступенчатом, на величину, соответствующую площади 24'432. Отсюда следует, что двухступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением с термодинамической точки зрения более выгодно.

Однако из этого нельзя сделать вывод, что промежуточное охлаждение при двухступенчатом сжатии экономичнее односту­пенчатого на величину, определяемую выигрышем в работе. Сле­дует иметь в виду, что промежуточное охлаждение требует допол­нительных устройств, усложняющих и удорожающих компрес­сор, и расхода охлаждающей воды, что в некоторых условиях мо­жет превратиться в весьма сложную проблему. Поэтому, если бы двухступенчатое сжатие в сочетании с промежуточным охлажде­нием имело своим результатом только выигрыш в работе, расхо­дуемой на получение сжатого газа, то вряд ли оно получило бы такое большое распространение. Решающими соображениями в пользу двухступенчатого сжатия с промежуточным охлажде­нием следует признать увеличение объемного коэффициента и

снижение максимальной температуры сжимаемого газа. Послед­
нее имеет особенно важное значение для компрессоров большой
производительности и высоких давлений. Этим объясняется тот
факт, что известно довольно большое число компрессоров малой
производительности, в которых применено двухступенчатое сжа-

тие с частичным промежуточным охлаждением (воздушным) или вообще без него.

Для получения высоких давлений (порядка 100 am и выше) применяют многоступенчатое сжатие (до пяти и выше ступеней). Устройство таких компрессоров и принцип их работы подобны разобранным для двухступенча­того. На рис. 74 приведена схема трехступенчатого компрессора с двумя промежуточными холо­дильниками, а на рис. 75 — диа­грамма его рабочего процесса в координатах р — v и Т — s.

На рис. 76 приведен рабочий процесс многоступенчатого ком­прессора с промежуточным охла­ждением. Очевидно, что сжатие в таком компрессоре в значитель­ной мере приближается к изотермическому. Можно представить, что в пределе, при числе ступеней, равном бесконечности, сжа­тие протекало бы по изотерме 1А, т. е. потребовало бы мини­мальной затраты работы. Однако все сказанное об оценке общей экономичности двухступенчатого компрессора с учетом затрат на промежуточное охлаждение остается справедливым и в этом случае.

129

§ 55. Экономичность поршневого компрессора

Экономичность компрессора определяется сравнением работы, действительно затрачиваемой на сжатие и нагнетание в трубопро­воде 1 кг газа, с работой, которая потребовалась бы на сжатие 1 кг газа в идеальном компрессоре. В качестве примера рассмотрим методы определения экономичности одноступенчатого компрес­сора.

Работа l_i дж/кг, затрачиваемая на получение 1 кг сжатого газа в одноступенчатом компрессоре, определится площадью его ин­дикаторной диаграммы (см. рис. 65) и количеством подаваемого за цикл газа т кг:

где L_i — полная работа на рабочий цикл в дж.

В идеальном одноступенчатом компрессоре потребляемая ра­бота l₀ (в дж/кг) выражается площадью а12b (см. рис. 66).

Отношение

называется к. п. д. компрессора и, являясь основным показателем экономичности, характеризует степень совершенства компрессора. Очевидно, чем он меньше, тем менее экономично работает компрес­сор, т. е. тем больше он отходит от идеального, экономичность которого принимается за 100%.

Если работа идеального компрессора определяется при пред­положении адиабатного сжатия, то к. п. д. называют адиабатным

_ад

Различают также изотермический к. п. д. _из , для вычисления

которого принимают изотермическое сжатие в идеальном ком­прессоре.

Подобным же образом вычисляют к. п. д. многоступенчатого компрессора.

Если затрачиваемую работу определять с учетом потерь на трение в звеньях кривошипно-шатунного механизма, то вычисляе­мые к. п. д. называют эффективными. Эти к. п. д. также могут быть адиабатные и изотермические.

§ 56. Турбокомпрессоры

На рис. 77 представлена схема устройства одного из типов центробежных турбокомпрессоров.

Вал 1 вместе с насаженным на него диском с рабочими лопат­ками 2 составляют ротор турбокомпрессора, вращающийся с очень большой скоростью (несколько тысяч, а иногда десятков тысяч оборотов в минуту). Газ, попадающий в каналы между лопатками,

вследствие подводимой извне энергии приобретает большую ско­рость, а следовательно, и большую кинетическую энергию. Выхо­дя из каналов, газ попадает в диффузоры 3, которые расположены в неподвижном корпусе компрессора (статоре). Конструкция диф­фузора обеспечивает резкое падение скорости газового потока. При этом, согласно законам механики, уменьшается кинетиче­ская энергия газового потока, в результате чего увеличивается его давление.

Показанный на рис. 77 турбокомпрессор имеет одну ступень. В нем можно получить сравнительно небольшое повышение дав­ления. Обычно применяют многоступенчатые турбокомпрессоры, в которых ступени сжатия располагают последовательно одну за другой. В таких турбоком­прессорах достигается сжа­тие газа от 1 до 15—20 am и выше.

Как видно из рассмотрен­ного примера, устройство турбокомпрессора и его прин­цип работы совершенно дру­гие, чем поршневого. Если у последнего затрачиваемая работа в идеальном случае расходуется непосредствен­но на его сжатие, то в турбокомпрессоре эта работа вначале расходуется на резкое увеличение скорости газа, пере­ходя при этом в его кинетическую энергию, и только в после­дующие стадии рабочего процесса турбокомпрессора происхо­дит повышение давления газа, т. е. его сжатие. Такой прин­цип действия турбокомпрессора обусловливает необходимость больших чисел оборотов ротора. Все это делает турбокомпрессоры весьма выгодными для больших производительностей. Конструк­тивно они могут быть выполнены малогабаритными и с малой ме­таллоемкостью. Однако в турбокомпрессорах трудно получить высокие давления (100 am и больше), необходимые многим отрас­лям техники.