7.8. Действительный рабочий цикл поршневого компрессора

Факторы, которые не учитывались при теоретическом анализе ра­боты компрессора, оказывают существенное влияние на его рабочий цикл. Поэтому индикаторная диаграмма реального поршневого компрессора значительно отличается от идеального. Действительная индикаторная диаграмма (рис.3.6) рабочего цикла записывается специальным прибором

( индикатором) при заводских или промыш­ленных испытаниях компрессора.

Рис.7.9. Индикаторная диаграмма реального цикла поршневого компрессора

Влияние вредного пространства. В крайнем левом положении поршня (см.рис.7.9), когда завершился процесс вытеснения, в цилинд­ре остается сжатый воздух, заполняя пространство в зазоре между рабочей поверхностью поршня и крышкой, а также проточные каналы клапанов до их разделительных элементов. Это про­странство в цилиндре называют вредным или "мертвым".

Сжатый воздух, заполняющий вредное пространство, препятствует открытию всасывающего клапана в момент начала очередного движения поршня вправо. Вместо мгновенного падения давления по линии 4-1 (диаграмма идеального цикла показана пунктирными линиями) в начале движения поршня вправо будем иметь процесс расширения воздуха, остав­шегося во вредном пространстве, по линии 4-1"-1'. Если всасывающий кла­пан не оказывает сопротивления движению воздуха, то по достижении ат­мосферного давления в точке I" начинается процесс всасывания. Ве­личина смещения I - I" будет характеризовать потерю рабочего объема V_р из-за заполнения воздухом, поступившим при расширении из вред­ного пространства, a Vs - объем поступающего в цилиндр атмосферного воздуха с учетом вредного пространства.

Влияние вредного пространства на производительность компрессора оценивают объемным коэффициентом который зависит от относительной величины вредного пространства крутизны политропы расширения 4-1" и конечного давления воздуха в точке 4. Очевидно, с увеличением давления во вредном пространстве аккумулируется большое количество сжатого воздуха, расширение которого приводит к большой потере рабочего объема, и объемный коэффициент компрессора уменьшается.

На энергоемкость сжатия вредное пространство практически не ока­зывает влияния, так как энергия, расходуемая на сжатие воздуха во вредном пространстве, с небольшими потерями возвращается приводу в процессе расширения 4 - I".

Влияние сопротивления клапанов. Открытие всасывающего клапана и начало процесса всасывания наступает не в точке I" (см.рис.3.6), когда давление в цилиндре снижается до атмосферного, а несколько позже (в точке I'), так как между внутренней полостью цилиндра и атмосферой должен быть обеспечен перепад давлений , необходимый для преодоления упругости пружины, сил инерции пружины и разделительного элемента (пластины), а также аэродинамических сопротивлений проточных каналов клапана и всасывающей магистрали компрессора. Поэтому действительная потеря рабочего объема несколько больше величины I - I". Кроме того, давление р₁ в конце всасы­вания несколько ниже атмосферного, что обусловливает меньшую по срав­нению с атмосферной плотность воздуха в цилиндре. При возвратном движе­нии поршня часть его хода реализуется на повышение давления в цилиндре от р₁ до р₂ (линия 2 - 2").

Объем поступившего в цилиндр воздуха, приведенного к нормальному атмосферному давлению, может быть оценен приближенно прямой линией I" - 2". Отношение называют дроссельным коэффи­циентом, учитывающим влияние понижения давления в цилиндре на производительность компрессора. Очевидно, понижение атмосферного давления автоматически повлечет снижение давления р1 и соответствующее умень­шение дроссельного коэффициента и производительности компрессора. Поэтому в условиях высокогорных карьеров, где атмосферное давление намного ниже нормального, для повышения производительности компрес­соров применяют наддув воздуха во всасывающую магистраль при помощи вентиляторов и воздуходувок.

Как видно из диаграммы (см.рис.7.9), давление воздуха в процессе всасывания и нагнетания изменяется, что объясняется повышенной инерцией клапанов в момент их открытия, а также изменяющейся скоростью движения поршня, в связи с чем изменяется скорость движения воздуха через клапаны и соответствующие аэродинамические сопротивления.

Перепад давлений численно равен сопротивлению нагнетатель­ного клапана в момент его открытия. Заштрихованные площадки характе­ризуют дополнительные потери энергии в компрессоре на преодоление сопротивлений клапанной системы воздухораспределения.

Влияние подогрева воздуха. Подогрев воздуха в процессе всасывания обусловлен теплообменом с нагретыми уз­лами компрессора и сопротивлениями всасывающего тракта. Плотность нагретого воздуха меньше, чем нормального атмосферного, что приводит к соответствующему снижению весовой производительности компрессора, которое оценивают температурным коэффициентом . Величина темпе­ратурного коэффициента ориентировочно равна отношению нормальной атмосферной температуры Т₀ к температуре воздуха Т₁ в цилиндре в конце процесса всасывания.

Увеличение атмосферной температуре приводит к соответствующему увеличению температуры Т₁ и снижению производительности компрессора. Температурный коэффициент уменьшается с повышением конечного давления в цилиндре, так как с увеличением степени сжатия повышается темпера­тура сжатого воздуха и степень нагрева рабочих узлов компрессора.

Влажность атмосферного воздуха также влияет на работу компрессора. С увеличением влажности уменьшается плотность воздуха. Кроме того, влагу выделяют в пневмосети, как вредный компонент, теряя при этом энергию, затраченную на сжатие водяного пара в компрессоре.

Влияние утечек. Утечки сжатого воздуха в атмосферу через сальники и зазоры между цилиндром и поршневыми кольцами на­зывают внешними. Внутренние утечки - это перетоки воздуха через клапаны из-за негерметичности, а также вследствие запаздывания их закрытия.

Уменьшение производительности из-за утечек оценивают коэффициентом герметичности который численно равен отношению расхода воз­духа в нагнетательном тракте Qн к объему всасываемого воздуха , приведенных к нормальным атмосферным условиям.

Коэффициент герметичности зависит, помимо конструкции, от эксплуатационного состояния компрессора. При значительном загрязнении клапанов период запаздывания их закрытия увеличивается, что ведет к резкому падению производительности. Индикаторная диаграмма изменя­ется, как это показано на рис.7.10. Диаграмма 1-2-3-4, показанная сплошными линиями, соответствует исправно работающему компрессору. Пунктирная

Р ис.7.10. Влияние герметичности клапанов на индикаторную диаграмму компрессора

л иния 4-1' характеризует процесс расширения при заг­рязненном нагнетательном клапане, а 2 - 3' - процесс сжатия при запаздывании закрытия всасывающего клапана.

Рис.7.11. Напорная характеристика поршневого компрессора

На принципе сравнения индикаторных диаграмм основано определение неисправностей компрессора. Для этого пользуются справочными табли­цами, в которых указаны причины отклонений индикаторных диаграмм, записанных в производственных условиях, от стандартных.

С учетом влияния рассмотренных факторов действитель­ная производительность поршневого компрессора будет определяться следующим образом:

где, коэффициент подачи, величина которого в общем случае

зависит от конечного давления в цилиндре, так как с увеличением ко­нечного давления снижается объемный и температурный коэффициенты и увеличиваются утечки. Поэтому с увеличением конечного давления в ци­линдре производительность компрессора уменьшается, а его действительная напорная характеристика имеет вид, показанный на рис.3.8 (пунктирной линией изображена тео­ретическая напорная характеристика). Работа компрессора считается достаточно экономичной, если >0,7

По индикаторной диаграмме путем планиметрирования ее площади определяют так называемую индикаторную мощность (кВт) компрессора.

где,

среднее индикаторное давление, бар.

F - площадь поршня, м ,

S - ход поршня, м.

N - частота вращения коленчатого вала, об/мин.

Величину среднего индикаторного давления определяют по результатам планиметрирования диаграммы следующим образом:

где - масштаб давления, бар/мм, и соответственно площадь (мм2) и длина (мм) индикаторной диаграммы, характеризующая объем Vp (см.рис,3.6).

Потребляемая компрессором мощность (на валу) больше индикаторной на величину механических потерь на трение:

где = 0,3 - 0,95 - механический к.п.д.

Оценку энергетического совершенства конструкций компрессоров производят по изотермическому и адиабатному к.п.д.

Мощность привода компрессора рассчитывают с учетом к.п.д. про­межуточной передачи между двигателем и компрессором.

Многоступенчатое сжатие в поршневом компрессоре.

Степень повышения давления в одном цилиндре поршневого компрес­сора не может быть беспредельной и ограничивается двумя факторами: экономичней величиной коэффициента подачи и температурой в спышки смазочных масел.

Рис.7.12. Диаграммы идеальных циклов компрессора при различных конечных давлениях воздуха

Увеличение конечного давления в цилиндре от р₂' до р₂'' приво­дит к уменьшению объема всасываемого воздуха от Vs" до V", как видно из рис.7.12. При некотором придельном давлении р₂''' объемный коэффициент становится равным нулю (заштрихованный участок диаграммы): воз­дух сжимается по линии 2'-3',-3"-3"полностью размещаясь при давлении р₂''' во вредном пространстве цилиндра; при обратном ходе поршня воздух расширяется по линии 3'" - а - 2', занимая при атмосферном давлении весь рабочий объем цилиндра (компрессор работает вхолостую).

В реальных компрессорах показатель политропы сжатия находится в пределах n = 1,28 - 1,32, а относительная величина вредного пространства составляет m_вр= 0,03 - 0,08. Если воспользоваться условием, что при указанных значениях n и , то нетрудно доказать, что объемный коэффициент компрессора достигает нуля при предельной степени сжатия воздуха = 20 - 70. Практически, с учетом понижения температурного коэффициента и увеличения утечек, этот предел намного ниже, а экономичной величине коэффициента подачи ( ) соответствует предельная степень сжатия .

При политропическом сжатии, которое имеет место в реальных компрессорах, температура воздуха в процессе сжатия повышается, достигая величины, которая определяется следующим образам:

где параметр с индексом "I" соответствует состоянию воздуха, в на­чале сжатия, а с индексом "2" - в конце политропического процесса.

Температура вспышки стандартных компрессорных масел, используемых для смазки цилиндров, составляет 220-260сС (Тм = 493 - 533 К). Этой температуре, если воспользоваться формулой (7.27) и допустить Т₁= 238 К и n = 1,23 - 1,32, будет соответствовать предельная степень сжатия = 4,4 - 6.

Таким образом, экономичная величина коэффициента подачи и допустимая температура сжатого воздуха в цилиндре ограничивают величину предельного давления в одноступенчатом поршневом компрессоре до = 4,4-7 бар. Компрессорные станции горных предприятий, как правило, должны обеспечивать давление сжатого воздуха в пределах 8 - 10 бар при давлении воздуха у потребителей около 6-8 бар. Такое давление обеспечивают двухступенчатые компрессоры, схема и индикатор­ная диаграмма идеального рабочего процесса которых показана на рис.3.10

Диаграмма 1-2-3 - 4-1 списывает рабочий цикл I ступени компрессора, по выходе из которой воздух проходит промежуточный хо­лодильник и затем поступает в цилиндр II ступени. При одной и той же массовой производительности цилиндров объем II ступени меньше, чем I, так как во II ступень поступает предварительно сжатый воздух.

Неодинаковость размеров цилиндров ступеней сжатия и наличие промежуточного холодильника являются внешними признаками, отличающими двухступенчатый компрессор от двухцилиндрового.

Диаграмма 4-5-6-7-4 соответствует рабочему циклу II ступени. Объем воздуха, поступающего во II ступень (линия 4-5), меньше коли­чества воздуха, выходящего из I ступени (линия 3-4), так как охлаж­дение воздуха в промежуточном холодильнике обуславливает естественное уменьшение объема при одном и том же промежуточном давлении. В идеальном случае, когда в промежуточном холодильнике сжатый воздух охлаждается до атмосферной температуры, точки 2 и 5 лежат на изотерме, показанной пунктирной линией.

Степени сжатия в отдельных ступенях ( и ) и полная сте­пень сжатия воздуха в компрессоре ( ) связаны между собой следу­ющим соотношением:

Расход энергии при двухступенчатом сжатии определяется суммой площадей индикаторных диаграмм рабочих циклов I и II ступеней. Площадь индикаторной диаграммы двухступенчатого сжатия (I - 2 - 3 -_ 5 - 6 - 7 -I) меньше, чем при одноступенчатом сжатии воздуха (1-2-3' - 7-1) до одного и того же конечного давления на величину заштрихованной площадки (см.рис.3.10). Следовательно, энергоемкость многоступенчатого сжатия ниже, чем одноступенчатого, и выигрыш в расходе энергии объясняется промежуточным охлаждением воздуха между ступенями. В реальном случае этот выигрыш несколько меньше, чем при идеальном процессе компрессора, из-за дополнительных потерь энергии в систем клапанов II и последующих ступеней компрессора.

Рис.7.13. Схема и индикаторная диаграмма двухступенчатого компрессора

При одном и том же конечном давле­нии р₂ площадь индикаторной диаграм­мы (1-2-3-5-6-7-1) будет различной в зависимости от промежуточного давления. Наименьшей величине площади диаграммы, а следовательно энергоемкости сжатия, соответствует такая величина промежуточного давления, при котором одинаковы степени сжатия воздуха в ступенях компрессора, т.е. . С учетом дроссельного эффек­та системы клапанов степень сжатия в I ступени обычно принимают несколько меньшей, чем в последующих ступенях.

Помимо снижения энергоемкости, многоступенчатое сжатие, в сравнении с одноступенчатым, обеспечивает увеличение коэффициента пода­чи, уменьшение температуры сжатого воздуха и меньшую величину порш­невых сил из-за уменьшения степени сжатия воздуха в одном цилиндре. К недостаткам многоступенчатого сжатия относят: усложнение конструк­ции; увеличение массы и стоимости машин; увеличение механических и аэродинамических потерь энергии.

Лопастные компрессоры (турбоком­прессоры) работают по тому же принципу, что и лопастные на­сосы и вентиляторы. Поэтому на них распространяются все основные по­ложения общей теории турбомашин.

Увеличение плотности (сжатие) воздуха в турбокомпрессорах дости­гается за счет более высоких, по сравнению с насосами и вентиляторами окружных скоростей рабочих колес, которые составляют от 250 -300 до 450 - 500 м/с. При таких окружных скоростях лопастное рабочее колесе обеспечивает степень сжатия до 1,4. Турбокомпрессоры нормального ис­полнения развивают давление до 10 бар, а специального - до 30 бар. Такое давление достигается многоступенчатыми схемами сжатия. Число рабочих колес (ступеней) в турбокомпрессорах составляет от 5 до 20, В зависимости от конструкции рабочего колеса их подразделяют на цен­тробежные и осевые.

Центробежный компрессор (рис.7.14,а) состоит из спирального под­вода I, рабочих колес 3, насаженных на общий приводной вал 2 и раз­мещенных в корпусе 6. Диафрагмами 7 корпус разделен на секции по чис­лу рабочих колес. В диафрагме расположены каналы диффузорного 5 и обратного 4 направляющих аппаратов.

По выходе из каналов рабочего колеса I ступени воздух проходит диффузорный лопаточный направляющий аппарат, в котором динамический напор частично преобразуется в статический, а затем поступает в обратный направляющий аппарат, посредством которого воздушный поток раскручивается перед входом во II ступень. АНАЛОГИЧНО воздух проходит все остальные ступени компрессора и через нагнетательный патрубок 10 спирального отвода 8 последней ступени вытесняется в пневмосеть. Для уравновешивания осевых сил, действующих на рабочее колесе, на валу за последней ступенью компрессора устанавливают разгрузочный поршень (думмис) 9, который сказывает такое же действие, как и раз­грузочный диск секционного насоса.

Осевой компрессор (рис.7.14,б) состоит из корпуса I, в котором вращается ротор 2, насаженный на коренной вал 3. На поверхности ро­тора закреплены в несколько рядов лопатки 4 крылового профиля. В пространстве между рядами лопаток ротора размещены лопатки 5 межступенных направляющих аппаратов. Направляющие аппараты установлены также перед входом в межлопастные каналы ротора и на выходе из него. Лопатки направляющих аппаратов жестко прикреплены к корпусу. Каждый ряд лопаток ротора и последующий ряд лопаток направляющего аппарата образуют ступень компрессора. В осевом компрессоре, как и в центро­бежном, по мере повышения давления от ступени к ступени уменьшаются размеры рабочих колес.

Комбинированные (центробежно-осевые) турбокомпрессоры состоят из нескольких осевых степеней и одной (последней) центробежной.

Рис.7.14. Турбокомпрессоры а-центробежный, б-осевой

Турбокомпрессоры, как и большинство лопастных машин, имеют мягкие напорные характеристики, в связи с чем увеличение давления в пневмо­сети приводит к значительному уменьшению подачи воздуха. Поэтому наи­более распространенным способом регулирования турбокомпрессоров яв­ляется дросселирование на нагнетании. Допустимое снижение подачи ограничивается точкой перегиба напорной характеристики. Смещение ра­бочего режима на левую ветвь напорной характеристики относительно точки максимального давления приводит к помпажу. Все турбокомпрессоры снабжены противопомпажными клапанами, которые обеспечивают автома­тический сброс части сжатого воздуха в атмосферу при приближении рабочего режима к точке максимума давления.

Помимо дросселирования на нагнетании и частичного сброса сжатого воздуха в атмосферу, для регулирования подачи используют дросселирование на всасывании, изменение частоты вращения (наиболее экономич­ный способ) и изменение закрутки потока воздуха на входе в рабочее колесо посредством лопаточных направляющих аппаратов.

Рабочий процесс турбокомпрессоров и их напорные характеристики зависят от конструктивного исполнения ступеней и интенсивности тепло­обмена с окружающей средой. При движении воздуха в каналах рабочих колес выделяющееся в процессе сжатия тепло практически не отводится. Воздух дополнительно подогревается теплом, выделяющимся в результате аэродинамического сопротивления. Поэтому процесс сжатия в рабочем колесе, как правиле, гиперадиабатный. Отвод тепла между ступенями осуществляют следующими способами: внутренним охлаждением при помощи водных рубашек в корпусе компрессора; внешним - в промежуточных охладителях.

В последнем случае сжатый воздух после двух - трех ступеней пропус­кают через выносной охладитель и затем подают в следующие ступени, что приводит к увеличению аэродинамических потерь энергии в компрес­соре. Применяют также комбинированное (внешнее и внутреннее) охлаж­дение воздуха. Максимальная величина изотермического к.п.д. турбокомпрессоров с внутренним охлаждением составляет 0,55 - 0,60; с внешним - 0,60 - 0,70 и с комбинированным - 0,70 - 0,73. Осевые компрессоры имеют, как правило, более высокий к.п.д.

Несмотря на относительно невысокий К.П.Д., турбокомпрессоры на­ходят широкое применение на горных предприятиях, особенно при боль­ших расходах воздуха на пневматических установках (Q>500 м³/мин). Они имеют следующие преимущества в сравнении с поршневыми компрессо­рами: быстроходность, полная динамическая уравновешенность и компакт­ность; равномерность и непрерывность подачи воздуха, в результате чего нет необходимости в использовании воздухосборников; отсутствие масел в сжатом воздухе; простота обслуживания и высокая надежность в работе.

Освоенные промышленностью турбокомпрессоры обеспечивают произво­дительность от 45 до 12000 м³/мин при давлении сжимаемого газа от 1,4 до 56 бар. На стационарных пневматических установках горных предприятии получили применение воздушные турбокомпрессоры типа K-500-6I-I, К-250-61-2 и ЦК-115/9, Производительность компрессоров соответственно 500, 250 и 115 м³/мин при давлении сжатого воздуха 9 бар. Первые два компрессора являются одноцилиндровыми центробежными машинами с шестью ступенями сжатия, распределенными на три секции с двумя внешними промежуточными холодильниками. Центробежный компрессор ЦК-115/9 имеет двухцилиндровое исполнение с шестью ступенями сжатия при двух секциях и двух промежуточных холодильниках. Намечается выпуск компрессора типа ЦК-160/9 ( Q =160 м³/мин, р= 9 бар).