Trojan_teplotechnic

51

Задача 4.18

Перегретый пар с начальным давлением Р1 = 2000 кПа и температурой t1 = 300 ˚C расширяется адиабатно до давления Р2 = 4 кПа.

Определить работу расширения 1 кг пара и его степень сухости в конце процесса расширения.

Ответ: l = 840 кДж/ кг; x2 = 0,787.

Вопросы для самоподготовки

1 Какая функция называется энропией?

2 Что изображает площадь под кривой в T,S – диаграмме?

3Формулировка второго закона термодинамики.

4Что называется термическим КПД?

5Прямой цикл Карно, его термический КПД.

6Обобщенный (регенеративный) цикл Карно.

7Обратный цикл Карно, его холодильный коэффициент.

8Аналитическое выражение второго закона термодинамики в обратимых и необратимых процессах.

9Дать определение основным термодинамическим процессам.

10Как графически изображаются в p,v – и T,s – диаграммах изохора, изобара, изотерма и адиабата?

11Написать уравнение основных процессов и формулы соотношений между параметрами P, V и Т.

12Как определяется работа деформации для каждого процесса?

13Как определяется количество тепла, участвующее в процессах? Доказать, что в изобарном процессе теплота равна изменению энтальпии.

14Какой процесс называется политропным и в каких пределах меняется показатель политропы?

15По каким уравнениям вычисляется изменение энтропии в основных термодинамических процессах?

16В каких теплоэнергетических установках водяной пар используется в качестве рабочего тела?

17Какой пар называется влажным насыщенным, сухим насыщенным, перегретым?

18Что такое степень сухости и степень влажности, теплота парообразования?

19Изобразить p,v – диаграмму водяного пара и дать определения верхней и нижней пограничной кривой, критической точки, тройной точки.

20Как определяются параметры влажного насыщенного пара?

21T,s – диаграмма водяного пара.

22h,s – диаграмма водяного пара.

23Представить основные процессы водяного пара (изохорный, изобарный, изотермический, адиабатический) в h,s – диаграмме.

5 Особенности термодинамики открытых систем

5.1 Уравнение первого закона термодинамики для потока

Под открытыми понимаются термодинамические системы, которые кроме обмена теплотой и работой с окру-

жающей средой допускают также и об-

мен массой. В технике широко используются процессы преобразования энергии

52

в потоке, когда рабочее тело перемещается из области с одними параметрами (p1, v1) в область с другими параметрами (p2, v2). Это, например, расширение пара в турбинах, сжатие газов в компрессорах.

Будем рассматривать лишь одномерные стационарные потоки, в которых параметры зависят только от одной координаты, совпадающей с направлением вектора скорости, и не зависят от времени. Условие неразрывности течения в таких потоках заключается в одинаковости массового расхода m* рабочего тела в любом сечении:

m* = fc / v = const ,

(5.1)

где f – площадь поперечного сечения канала; с – скорость рабочего тела; v – удельный объем.

Рассмотрим термодинамическую систему, представленную схематически на рисунке 5.1. По трубопроводу 1 рабочее тело с параметрами Т1, p1, v1 подается со скоростью с1 в тепломеханический агрегат 2 (двигатель, турбина, парогенератор, компрессор и т.д.). Здесь каждый килограмм рабочего тела получает от внешнего источника теплоту q и совершает техническую работу lтех, например приводя в движение ротор турбины, а затем удаляется через выхлопной патрубок 3 со скоростью c2, имея параметры

Т2, р2, v2.

Рисунок 5.1. – Открытая термодинамическая система.

Если в потоке мысленно выделить замкнутый объем рабочего тела и наблюдать за изменением его параметров в процессе перемещения, то для описания его поведения будут пригодны все полученные выше термодинамические соот-

ношения и, в частности, первый закон термодинамики в обычной записи:

q = ∆u + l.

Выделим объем рабочего тела, заключенный между плоскостями I и II, заменив действие отброшенных частей потока соответствующими силами.

Внутренняя энергия есть функция состояния рабочего тела, поэтому значение и1 определяется параметрами рабочего тела при входе, а значение и2 - параметрами рабочего тела при выходе из агрегата.

Работа расширения l совершается рабочим телом на поверхностях, ограничивающих выделенный движущийся объем, т.е. на стенках агрегата и границах, выделяющих этот объем в потоке. Часть стенок агрегата неподвижна, и работа расширения на них равна нулю. Другая часть стенок специально делается подвижной (рабочие лопатки в турбине и компрессоре, поршень в поршневой машине), и рабочее тело совершает на них техническую работу lтех.

При входе рабочее тело вталкивается в агрегат. Для этого нужно преодолеть давление р1. Поскольку p1 = const, каждый килограмм рабочего тела может занять объем v1 лишь при затрате

работы, равной lвт = – p1 v1.

Для того чтобы выйти в трубопровод 3, рабочее тело должно вытолкнуть из него такое же количество рабочего тела, ранее находившегося в нем, преодолев давление р2, т.е. каждый килограмм, занимая объем v2, должен произвести определенную работу выталкива-

ния lвыт = p2v2.

Сумма lв = p2v2 – p1v1 называется

работой вытеснения.

Если скорость c2 на выходе больше, чем с1 на входе, то часть работы расширения будет затрачена на увеличение кинетической энергии рабочего тела в потоке, равное:

c22/ 2 – с21/2.

53

Наконец, в неравновесном процессе некоторая работа lтр может быть затрачена на преодоление сил трения. Окончательно

l = lтех + (p2v2 – p1v1) +
+ (c22/ 2 – c2l/ 2) + lтp.	(5.2)

Если скорости течения рабочего тела до и после агрегата одинаковы или достаточно малы, то с22 – c21 = 0, и тогда

lтех + lтр = l + p1v1 - p2v2.

Пусть линия 12 в р, v – диаграмме (рисунок 5.2) изображает процесс расширения рабочего тела в агрегате. Тогда площадь а12b представляет собой работу расширения, площадь 0C1a – работу вталкивания, а площадь 0d2b – работу выталкивания. Заштрихованная площадь в идеальном процессе без трения изображает техническую работу.

Рисунок 5.2. – Изображение технической работы в р,v – координатах.

Теплота, сообщенная каждому килограмму рабочего тела во время прохождения его через агрегат, складывается из теплоты qвнеш, подведенной снаружи, и теплоты qтр, в которую переходит работа трения внутри агрегата:

q = qвнеш + qтр.

Подставив полученные значения q и l в уравнение первого закона термодинамики, получим:

qвнеш + qтр = u2 – u1 + lтех +

+ p2v2 – p1v1 + c22/ 2 – c21/ 2 + lтр.

Поскольку теплота трения равна работе

трения (qтр = lтр), a u + pv = h, окончательно запишем:

qвнеш = h2 – h1 + lтех +
+ (c22 – c21)/ 2.	(5.3)

Это и есть выражение первого закона термодинамики для потока, который можно сформулировать так: теплота,

подведенная к потоку рабочего тела извне, расходуется на увеличение энтальпии рабочего тела, производство технической работы и увеличение кинетической энергии потока.

В дифференциальной форме уравнение (5.3) записывается в виде

δqвнеш = dh + δlтех + d (c 2 / 2). (5.4)

Оно справедливо как для равновесных процессов, так и для течений, сопровождающихся трением.

Применим первый закон термодинамики к различным типам тепломеханического оборудования.

1 Теплообменный

аппарат

(устройство, в котором теплота от жидкой или газообразной среды передается

другой среде). Для него lтех = 0, а (с22 – c21) << qвнеш, поэтому

qвнеш = h2 – h1.

(5.5)

2 Тепловой двигатель. Обычно

с22 – c21 << lтех, а qвнеш = 0, поэтому рабочее тело производит техническую работу

за счет уменьшения энтальпии:
lтex = h1 – h2.	(5.6)

Интегрируя уравнение (2.31) от р1 до р2 и от h1 до h2 для случая, когда qвнеш = 0, получим:

p2
− ∫vdp = h1 − h2 .	(5.7)
p1

Сравнивая выражения (5.6) и (5.7), приходим к выводу, что

54

р2

lтех = −∫vdp ; δlтех = −vdp . (5.8)

р1

Это соответствует изображению технической работы на рисунке 5.2.

3 Компрессор. Если процесс сжатия газа в компрессоре происходит без теплообмена с окружающей средой

(qвнеш = 0) и с1 = с2, что всегда можно обеспечить надлежащим выбором сече-

ний всасывающего и нагнетательного воздухопроводов, то

lтex = h1 – h2.

(5.9)

В отличие от предыдущего случая здесь h1 < h2, т.е. техническая работа в адиабатном компрессоре затрачивается на увеличение энтальпии газа.

4 Сопла и диффузоры (специаль-

но спрофилированные каналы, предназначенные для ускорения или торможения потока). Техническая работа в них не совершается, поэтому уравнение (5.4) приводится к виду

δqтехн = dh + d (c2 / 2).

Приравняв правые части двух последних уравнений, получим:

cdc = – v dp.

(5.10)

Из (5.10) видно, что dc и dp всегда имеют противоположные знаки. Следовательно, увеличение скорости течения в канале (dc > 0) возможно лишь при уменьшении давления в нем (dp < 0). Наоборот, торможение потока (dc < 0) сопровождается увеличением давления

(dp > 0).

Каналы, в которых происходит разгон газа, называются соплами. Каналы, предназначенные для торможения потока, называются диффузорами.

Так как длина сопла и диффузора невелика, а скорость течения среды в них достаточно высока, то теплообмен между стенками канала и средой при малом времени их прохождения настолько незначителен, что в большинстве случаев им можно пренебречь и считать процесс

истечения адиабатным (qвнеш = 0). При этом уравнение (5.3) принимает вид:

(c22 – c21)/ 2 = h1 – h2.

(5.11)

С другой стороны, к объему рабочего тела, движущегося в потоке, применимо выражение первого закона термодинамики для закрытой системы:

δqвнещ = dh − vdp.

Следовательно, ускорение адиабатного потока происходит за счет уменьшения энтальпии, а торможение потока вызывает увеличение энтальпии.

5.2 Истечение из суживающегося сопла

Рассмотрим процесс равновесного (без трения) адиабатного истечения газа через сопло из резервуара, в котором газ имеет параметры p1, v1, Т1. Скорость газа на входе в сопло обозначим через с1. Будем считать, что давление газа на выходе из сопла р2 равно давлению среды, в которую вытекает газ.

Расчет сопла сводится к определению скорости и расхода газа на выходе из него, нахождению площади поперечного сечения и правильному выбору его формы.

Скорость истечения в соответ-

ствии с уравнением (5.11)

c2 = 2(h1 − h2 ) + c12 . (5.12)

Выберем достаточно большую площадь входного сечения сопла, тогда c1 = 0 и

c2 = 2(h1 − h2 ) = 2∆h0 , (5.13)

где ∆h0 = h1 – h2 = u1 – u2 + (p1v1 – p2v2) –

располагаемый адиабатный теплоперепад.

Для идеального газа изменение внутренней энергии в адиабатном процессе и1 – и2 =l вычисляется по формуле

55

(4.20), поэтому

∆h	0	=			1								( p v − p								2	v		2	) + ( p v −
					k −1									1	1																	1		1
														k
− p				v			)	=									( p v				− p							v			).			(5.14)
													k −		1
			2			2													1	1						2				2
Тогда
	с		2	=							2k ( p v − p															2	v			2	) =
									k −1									1	1
												2k														p2 v2
				=
									k −1 p1v1 1 − p v																							.
																												1			1
В соответствии с (4.16)
							v				/ v				= ( p / p										)		1
									2															2			k
и														1					1
							2k																	p2							k −1
																													k
c2 =														p1v1				1 −															=
							k		−				1											p1
																									k −1
						2k														p2				k
				k −				1 RT1 1−												p										.				(5.15)
																					1

Массовый расход газа m* через сопло, обычно выражаемый в кг/с, определяется из соотношения

m* = fc2/ v2,

(5.16)

где f – площадь выходного сечения сопла. Воспользовавшись выражениями

(5.16) и (5.15), получим:

2

k +1

*

k

p1

k

k

m

= f

p2

p2

2

−

k −1

v

p

p

1

1

1

(5.17)

Из выражения (5.17) следует, что массовый секундный расход идеального газа при истечении из большого резервуара зависит от площади выходного сечения сопла, свойств и начальных параметров газа (k, p1, v1) и степени его рас-

ширения (т.е. давления р2 газа на выходе).

По уравнению (5.17) построена кривая 1К0 на рисунке 5.3.

Рисунок 5.3. – Зависимость массового расхода газа через сопло от отношения p2/ р1.

При p2 = p1 расход, естественно, равен нулю. С уменьшением давления среды р2 расход газа увеличивается и достигает максимального значения при р2/ р1 = βкр. При дальнейшем уменьшении отношения р2/ р1 значение т* рассчитанное по формуле (5.17), убывает и при р2/ р1 = 0 становится равным нулю.

Сравнение описанной зависимости с экспериментальными данными показало, что для βкр < р2 /р1 < 1 результаты полностью совпадают, а для 0 < р2/ р1 < βкр они расходятся – действительный массовый расход на этом участке остается постоянным (прямая KD).

Для того чтобы объяснить это расхождение теории с экспериментом, А. Сен-Венан в 1839 г. выдвинул гипотезу о том, что в суживающемся сопле невозможно получить давление газа ниже некоторого критического значения ркр, соответствующего максимальному расходу газа через сопло. Как бы мы ни понижали давление p2 среды, куда происходит истечение, давление на выходе из сопла остается постоянным и равным ркр.

Для отыскания максимума функ-

ции

		*			p2
	m		=				= f (β)
					p
				f
					1

при p1 = const, соответствующего значе-

56

нию βкр, возьмем первую производную от выражения в квадратных скобках и приравняем ее нулю:

2

k +1

d

p2

k

p2

k

−

=

dp

p

p

2

1

1

2

−1

k +1

−1

2

p2

k +1

p2

k

k

=

−

= 0,

k

p

k

p

1

1

откуда

k

ркр

2

β

=

=

k −1

,

(5.18)

кр

р

+1

k

1

т.е. отношение критического давления на выходе р2 = ркр к давлению перед соплом p1 есть величина постоянная, зависящая только от показателя адиабаты, т.е. от природы рабочего тела.

Для одноатомного газа k = 1,66 и βкр = 0,49. Для двухатомного газа k = 1,4 и βкр = 0,528. Для трехатомного газа и перегретого водяного пара k = 1,3 и βкр = 0,546. Таким образом, изменение βкр невелико, поэтому для оценочных расчетов можно принять βкр ≈ 0,5 .

Критическая скорость устанав-

ливается в устье сопла при истечении в окружающую среду с давлением, равным или ниже критического. Ее можно определить из уравнения (5.15), подставив в него вместо отношения p2/ p1 значение

βкр:

с	кр	= 2	k	p v =	2	k	RT	(5.19)
			k +1	1 1		k +1	1

Из уравнения адиабаты следует,

что

1 v1 = vкр ( ркр / p1 ) k ;

заменяя здесь отношение (ркр/ p1) в соответствии с уравнением (5.18), получаем:

			2		1
v	= v					k −1	.
1		кр k +1

Подставляя отсюда значения v1, а из (5.18) – значение p1 в формулу (5.19), получим:

cкр = kркрvкр .

Из курса физики известно, что kркрvкр = а есть скорость распростра-

нения звука в среде с параметрами р = ркр

и v = vкр.

Таким образом, критическая скорость газа при истечении равна местной скорости звука в выходном сечении сопла.

Максимальный секундный рас-

ход газа при критическом значении βкр можно определить из уравнения (5.17), если в него подставить

k

βкр = [2 /(k +1)]k −1 .

Тогда

2k

p1

2

2

m

*

=

f

k −1

. (5.20)

кр

min

k +

1 v

k +1

1

Величина критической скорости определяется физическими свойствами и начальными параметрами газа.

Максимальный секундный расход определяется состоянием газа на входе в сопло, величиной выходного сечения сопла fmin и показателем адиабаты газа, т.е. его природой.

5.3 Сопло Лаваля

Чтобы получить за соплом сверх-	расширяющейся, где с > а. Такое комби-
звуковую скорость, нужно иметь за ним	нированное сопло впервые было приме-
давление меньше критического. В этом	нено шведским инженером К.Г. Лавалем
случае сопло необходимо составить из	в 80-х годах прошлого столетия для по-
двух частей – суживающейся, где с < а, и	лучения сверхзвуковых скоростей пара

57

(рисунок 5.4). Сейчас сопла Лаваля применяют в реактивных двигателях самолетов и ракет.

Рисунок 5.4. – Сопло Лаваля.

При истечении газа из такого сопла в среду с давлением меньше критического в самом узком сечении сопла устанавливаются критические давление и скорость. В расширяющейся насадке происходит дальнейшее увеличение скорости и соответственно падение давления истекающего газа до давления внешней среды.

Будем считать заданными параметры газа на входе в сопло P1, v1, T1, c1 = 0, давление среды, в которую вытекает газ Р2, α – угол конусности сопла

Лаваля и массовый расход через сопло m*.

Расчет сопла Лаваля сводится к определению площади минимального сечения fmin, площади выходного сечения f2 и длины расходящейся части l. Длина суживающейся части выбирается из конструктивных соображений (габариты, минимальные потери и т.д.).

Из уравнения массового расхода

mкр* =	fmin cкр	=	f	2	c	2	= m*
	vкр		v2

определяем fmin и f2.

Зная fmin и f2, можно найти dmin и d2, а далее длину расходящейся части со-

пла:

l =	d2 − dmin	.	(5.21)
	2tgα / 2

Угол конусности сопла Лаваля α выбирается в пределах от 8˚ до 12˚. При больших углах конусности возможен отрыв потока от стенок сопла, при этом резко растут потери на вихреобразование. При меньших углах растет длина сопла, а стало быть и потери на трение.

5.4 Расчет процесса истечения с помощью h,s – диаграммы

Истечение без трения. Так как	нией р1 и t1, a h2 находится на пе-
водяной пар не является идеальным га-	ресечении линии 12 с изобарой р2. Если
зом, расчет его истечения лучше выпол-	h1 и h2 подставлять в эту формулу в
нять не по аналитическим формулам, а с	кДж/кг (как на h,s – диаграмме), а ско-
помощью h,s – диаграммы водяного па-	рость истечения получать в м/с, то
ра.

Пусть пар с начальными параметрами p1, t1 вытекает в среду с давлением р2. Если потерями энергии на трение при движении водяного пара по каналу и теплоотдачей к стенкам сопла мы пренебрегаем, то процесс истечения протекает при постоянной энтропии и изображается на h,s – диаграмме вертикальной прямой 12 (рисунок 5.5).

Скорость истечения рассчитывается по формуле (5.13):

c2 = 2(h1 − h2 ) = 2∆h0 ,

где h1 определяется на пересечении ли-

c = 44,7 h1 − h2 .

(5.22)

Рисунок 5.5. – Процессы обратимого и необратимого расширения пара в сопле.

58

Для определения критической скорости (или критического давления ркр) по h,s – диаграмме воспользуемся методом последовательных приближений, который состоит в следующем.

Задавшись в первом приближении значением k = 1,3, из соотношения (5.18) найдем ркр. Затем по известным ркр и sкр = s1 определим удельный объем vкр по h,s – диаграмме. Далее из соотношения для адиабатного процесса

k = lg( p1 / pкр ) lg(vкр / v1 )

найдем новое значение k (второе приближение), по которому снова определим ркр, и т.д. Вычисления заканчиваем, когда значение ркр, по которому определяется k, совпадет с его значением, вычисленным по формуле (5.18).

Если заданное значение р2 оказывается больше ркр, ставят простое суживающееся сопло, если меньше – cопло Лаваля.

Действительный процесс исте-

чения. В реальных условиях вследствие трения потока о стенки канала и внутреннего трения между струйками потока процесс истечения оказывается необратимым, т.е. при течении газа выделяется теплота трения и поэтому энтропия рабочего тела возрастает.

На рисунке 5.5 необратимый процесс адиабатного расширения пара изображен условно штриховой линией 12д. При том же перепаде давлений р1 – р2 срабатываемая разность энтальпий h1 – h2 = ∆h получается меньше, чем ∆ho, в результате чего уменьшается и скорость истечения c2д.

с2д = 44,7ϕс ∆ho . (5.23)

Коэффициент ϕс называется скоростным коэффициентом сопла. Современная техника позволяет создавать хорошо спрофилированные и обработанные сопла, у которых ϕс = 0,95 – 0,98.

	5.5 Дросселирование газов и паров
Если на пути движения газа или			дальнейшем течении происходит по-
пара (т.е. сжимаемой жидкости) имеется			степенный рост давления до некоторого
резкое местное сужение, например, при-			значения Р2 за счет частичного перехода
крытый вентиль, задвижка, клапан и др.,			кинетической энергии струи в энергию
то, как показывает опыт, давление за су-			давления. Однако, давление не восста-
жением всегда меньше давления перед			навливается до начального значения P1 в
ним. Понижение давления рабочего тела			силу того, что часть кинетической энер-
при прохождении через сужения называ-			гии струи тратиться на преодоление тре-
ется дросселированием. Эффект дроссе-			ния и завихрений и в давление не пере-
лирования, т.е. разность давлений до и			ходит. Энергия, затраченная на преодо-
после сужения, при прочих равных усло-			ление трения и завихрений, в форме оп-
виях тем больше, чем меньше относи-			ределенного количества тепла восприни-
тельная площадь сужения.			мается рабочим телом, вследствие чего
Процесс	дросселирования	проте-	растут его удельный объем и энтропия.
кает следующим образом. При прохож-			Таким образом, дросселирование являет-
дении через сужение давление падает и в			ся необратимым процессом, а в случае
самом узком месте потока (рисунок 5.6)			отсутствия теплообмена с внешней сре-
достигает минимального значения. Паде-			дой – также и адиабатным процессом.
ние давления	сопровождается	ростом	Опыт и расчеты показывают, что при-
скорости, которая в этом узком месте			ближенно можно считать равенство ско-
достигает наибольшего значения. При			ростей в сечениях 1 – 1 и 2 – 2 ( с1 ≈ с2 ),

59

т.е. можно пренебречь изменением кинетической энергии. Тогда, рассматривая адиабатное дросселирование, из уравнения первого закона термодинамики следует, что dh = 0, следовательно, h = const, т.е. энтальпия рабочего тела после дросселирования равна энтальпии до дросселирования (h2 = h1).

Рисунок 5.6. – Изменение параметров сжимаемой жидкости при дросселировании.

Для идеальных газов имеем:

h2 – h1 = cp (t2 – t1).

Но при дросселировании h2 –h1= 0, следовательно, t2 = t1, т.е. температуры идеального газа до и после дросселирования одинаковы.

При дросселировании реальных газов и паров их температура может увеличиваться, оставаться неизменной и уменьшаться. Изменение температуры при дросселировании называется эффектом Джоуля – Томсона. Процессы дросселирования большинства газов (за исключением водорода и гелия) и паров идут с понижением температуры. Этот эффект дросселирования используется на практике для получения низких температур.

5.6 Термодинамический анализ процессов в компрессорах

Процессы сжатия в идеальном компрессоре. Компрессором называется устройство, предназначенное для сжатия газов.

Принцип действия поршневого компрессора таков (рисунок 5.7): при движении поршня слева направо давление в цилиндре становится меньше давления р1, и под действием разности этих давлений открывается всасывающий клапан. Цилиндр заполняется газом. Всасывание изображается на индикаторной диаграмме линией 41. При обратном движении поршня всасывающий клапан закрывается, и газ сжимается по линии 12. Давление в цилиндре увеличивается до тех пор, пока не станет больше р2. Под действием разности этих давлений открывается нагнетательный клапан, и газ выталкивается поршнем в сеть (линия 23). Затем нагнетательный клапан закрывается, и все процессы повторяются.

Индикаторную диаграмму не следует смешивать с p,v – диаграммой, которая строится для постоянного количества вещества.

В индикаторной диаграмме линии

всасывания 41 и нагнетания 23 не изображают термодинамические процессы, так как состояние рабочего тела в них остается постоянным – меняется только его количество.

Рисунок 5.7. – Индикаторная диаграмма идеального поршневого компрессора.

На сжатие и перемещение килограмма газа затрачивается работа (– lтех), которую производит двигатель, вращающий вал компрессора. Обозначим ее через lк (lк = – lтех). Из (5.8) следует, что

60

р2
lк = ∫vdp .	(5.24)
р1

На индикаторной диаграмме lк изображается площадью 4321.

Техническая работа, затрачиваемая в компрессоре, зависит от характера процесса сжатия. На рисунке 5.8 изображены изотермический (n = l), адиабатный (n = k) и политропный процессы сжатия. Сжатие по изотерме дает наименьшую площадь, т.е. происходит с наименьшей затратой работы, следовательно, применение изотермического сжатия в компрессоре является энергетически наиболее выгодным.

Рисунок 5.8. – Сравнение работы адиабатного, изотермического и политропного сжатия.

Чтобы приблизить процесс сжатия к изотермическому, необходимо отводить от сжимаемого в компрессоре газа теплоту. Это достигается путем охлаждения наружной поверхности цилиндра водой, подаваемой в рубашку, образуемую полыми стенками цилиндра. Однако, практически сжатие газа осуществляется по политропе с показателем п = 1,18 ÷ 1,2, поскольку достичь значения п = 1 не удается.

Теоретическая работа на привод идеального компрессора, все процессы в котором обратимы, вычисляется по соотношению (5.24). Из уравнения политропы (4.22) следует, что

v = (p1/ p)1/n v1

и

1

р2 р n

lк = р∫1 р1 v1dp =

					n−1
	n		p2	n
=							−1 .	(5.25)
			p
	n −1 p1v1
			1

Если обозначить расход газа в компрессоре через m*, кг/с, то теоретическая мощность привода компрессора определится из уравнения

							n−1
						n
		*	n		p2
	No = m
					p
			n −1 p1v1						−1 . (5.26)
					1

Многоступенчатое сжатие. Для получения газа высокого давления применяют многоступенчатые компрессоры (рисунок 5.9), в которых процесс сжатия осуществляется в нескольких последовательно соединенных цилиндрах с промежуточным охлаждением газа после каждого сжатия.

Рисунок 5.9 – Схема многоступенчатого компрессора.

I – III – ступени сжатия; 1,2 – промежуточные холодильники.

Индикаторная диаграмма трехступенчатого компрессора изображена на рисунке 5.10. В первой ступени компрессора газ сжимается по политропе до давления рII, затем он поступает в промежуточный холодильник 1, где охлаждается до начальной температуры T1. Сопротивление холодильника по воздушному тракту с целью экономии энергии, расходуемой на сжатие, делают небольшим. Это позволяет считать процесс охлаждения газа изобарным. После холодильника газ поступает во вторую ступень и сжимается по политропе до рIII, затем охлаждается до температуры T1 в холодильнике 2 и поступает в цилиндр третьей ступени, где сжимается до давления p2.