Теория объемных компрессоров 4 страница

При вращении ротора пластины выдвигаются в прорези, объем камеры уменьшается и происходит сжатие газа между пластинами до давления, предусмотренного конструкцией компрессора (заштрихованная площадка b). В точке b происходит соединение этой полости с нагнетательным трубопроводом и сжатый газ выталкивается.

После выталкивания лопатка в точке с отсекает оставшийся в межпластинчатом пространстве небольшой объем, определяемый зазором между стеками цилиндра и ротора. Далее этот газ расширяется от точки с до точки d, в которой происходит соединение с всасывающим трубопроводом.

Таким образом, за один оборот вала роторного компрессора происходит всасывание, сжатие, выталкивание и расширение оставшегося газа, аналогично действительному циклу в поршневом компрессоре. Индикаторная диаграмма роторного компрессора подобна диаграмме поршневого компрессора.

Роторный компрессор обладает хорошей уравновешенностью движущихся масс, что позволяет сообщить ротору большую частоту вращения и соединять машину с электродвигателем непосредственно без передачи. Поэтому роторный компрессор имеет габариты и массу меньше, чем поршневой. К преимуществам роторного компрессора следует отнести отсутствие клапанов, которые являются наиболее уязвимым местом в конструкции поршневого компрессора, а также большую равномерность подачи сжатого газа в нагнетательный трубопровод.

К недостаткам таких компрессоров относятся значительное механическое трение и меньший коэффициент подачи по сравнению с поршневым. Увеличение трения не только снижает механический КПД машины, но и ухудшает сжатие с точки зрения термодинамики, так как выделенное от трения тепло не удается отвести с охлаждающей водой и большая часть его идет на дополнительный нагрев газа. Поэтому эквивалентный показатель сжатия и конечная температура газа при сжатии в роторных компрессорах выше, чем в поршневых, т.е. п > k.

9.2. Производительность пластинчатого роторного

компрессора

Расчетная схема для определения производительности компрессора приведена на рис.28. Теоретический объем всасываемого газа за один оборот вала определяется длиной ротора l _р и общей площадью всех рабочих камер всасывания, которая равна произведению двойного эксцентриситета 2ε на среднюю длину окружности 2π r _ср. Тогда действительная производительность компрессора

Q = l _р· 2ε·2π r _ср·φ' n ·λ_под, (106)

где ε =(D ₂ – D ₁)/2 – эксцентриситет; D ₂ и D ₁ –диаметры цилиндра и ротора; r _ср =0,5 D ₂ – средний радиус развертки всасывающих камер; φ' =1 - δz/π D ₂ – коэффициент, учитывающий уменьшение длины развертки окружности среднего радиуса за счет толщины рабочих пластин; δ и z –толщина и число пластин; п – частота вращения вала компрессора в минуту; λ_под < 1 – коэффициент подачи, учитывающий утечки газа.

9.3. Теоретический и действительный рабочие циклы

роторного компрессора

Качественно рабочий цикл роторного компрессора не отличается от цикла поршневого и все теоретические выводы для поршневых компрессоров распространяются и на роторные. отличие лишь в том, что данные компрессоры имеют принудительное газораспределение и конечное давление сжатия зависит только от конструктивных размеров и не зависит от давления во внешней сети. В связи с этим индикаторная диаграмма роторного компрессора несколько отличается от диаграммы поршневого при давлении в сети, отличном от расчетного для данной машины.

В случае, если действительное давление в сети р _с меньше конечного давления сжатия в компрессоре р _к, на которое он рассчитан, при совмещении рабочей камеры с нагнетательным трубопроводом (точка b рис.27) происходит перетекание газа с резким снижением давления от р _к до р _с.

Работа теоретического цикла в этом случае определится по формуле

(107)

Работа данного теоретического цикла в индикаторной диаграмме (рис.29) изобразится фигурой 1-2′-2-3-4-5-1. Заштрихованная часть площади 2′-2-3-2′ представляет собой добавочно затраченную работу в роторном компрессоре по сравнению с поршневым при том же давлении в сети.

Удельная работа роторного компрессора в энтропийной диаграмме представлена на рис.30. Здесь показан случай, когда показатель процесса сжатия п > k, что характерно для роторных компрессоров, имеющих недостаточное охлаждение.

Излишек работы находится графически из сопоставления работы сжатия и подведенного тепла, определяемый площадью 0₂-2-А₂-а₂, и такой же работы в поршневом компрессоре, определяемой площадью 0′-2′-А₁-а₁. Разность между этими площадями заштрихована.

Таким образом, удельная работа всасывания и нагнетания роторного компрессора может быть принята такой же, как и в поршневом компрессоре. Поскольку при сообщении рабочей камеры с нагнетательным трубопроводом быстро снижается давление от р ₂ до р _с, изменение состояния газа в рабочей камере происходит с продолжающимся подводом тепла по сложному закону (от точки 2 к точке 3). Однако несколько повышенная температура в камере быстро сравнивается с температурой в нагнетательном патрубке и переход от точки 2 к точке 3 показан стрелкой. Поэтому состояние газа в начале выталкивания принимается одинаковым для обоих компрессоров, т.е. в точке 2.

Для определения увеличения работы цикла в роторном компрессоре с помощью энтропийной диаграммы нужно раздельно посчитать: работы сжатия и подведенного (или отведенного) тепла при одинаковом массовом количестве газа в роторном и поршневом компрессорах. Масса выталкиваемого газа в роторном компрессоре составит , для поршневого G ₂ = v ₁ρ₁.

Лишняя работа (рис. 30), как разность работ за цикл в роторном и поршневом компрессорах, составит

(108)

где v₁ – объем газа за один цикл (рис.28).

Из условия адиабатного расширения лишняя работа обусловлена лишь увеличением составляющей на сжатие, графически представленной в энтропийной диаграмме на рис. 31, где изменение состояния сжатого газа при истечении его из рабочей камеры компрессора в нагнетательный трубопровод принято по линии 2-3-2' или с некоторым приближением изменение можно принять адиабатным по линии 2-2'.

Работа сжатия при давлении в роторном компрессоре определяется площадью 0₁-2-А₂-а₂. В поршневом компрессоре работа сжатия при давлении, соответствующем давлению в сети, была бы меньше и определялась бы площадью 0₁-2'-А₁-а₁. Избыточная работа в роторном компрессоре на каждый килограмм газа будет а₁- А₁- 2'-2-А₂-а₂.

В случае, когда давление в сети окажется больше конечного давления сжатия в рабочей камере, предусмотренного конструкцией роторного компрессора, при сообщении камеры сжатия с нагнетательным трубопроводом будет происходить перетекание газа из трубопровода в рабочую камеру. Расчетным путем работу цикла можно определить по формуле

. (109)

Сравнение работ роторных и поршневых компрессоров может быть распространено и на двух и более ступенчатое сжатие. В поршневом компрессоре степень сжатия в первой ступени не зависит от давления в сети (если оно не меньше давления в первой ступени), а определяется только отношением объемов цилиндров первой и второй ступеней. В роторных компрессорах степень сжатия определяется только отношением объемов камер в конце всасывания в первой и во второй ступени, т.е. работы будут одинаковы не зависимы от давления в сети. Сравнительная оценка затрат работ при давлениях в сети больше или меньше расчетного для данной машины производится из сопоставления работ во второй ступени, где работа роторного компрессора окажется больше.

Действительная индивидуальная характеристика роторного и поршневого компрессоров носят одинаковый характер. Наклон характеристики роторного компрессора определяется главным образом износом пластин. Одновременно с износом пластин снижается и степень сжатия и производительность.

9.4. Винтовые компрессоры

Винтовой компрессор является роторной машиной и относится к объемным компрессорным машинам. Основными рабочими органами являются винты, насаженные на вал с подшипниками качения или скольжения (рис.32).

В корпусе 1, состоящем из нескольких частей, распложены по диагонали патрубки всасывания и нагнетания. Взаимно пересекающиеся расточки корпуса (рис 32), предназначенные для винтов, образуют общее пространство, которое с одного торца сообщается через окно всасывания с камерой всасывания, с другой – через окно нагнетания с камерой нагнетания. Диагональное расположение окон всасывания и нагнетания обусловлено геометрическими формами винтов. Окно всасывания расположено с

	Рис.32. Схема винтового компрессора

торца и приблизительно имеет форму сектора. Окно нагнетания круглое или треугольной формы располагается так, что сообщается частью площади с торца, а частью сбоку.

Рис. 40. Схема винтового компрессора

В двухвинтовом компрессоре один из винтов 2 – ведущий и присоединенный к двигателю имеет выпуклые и широкие зубья. Другой – 3 имеет вогнутые и узкие зубья. Шестерни 6 на валах винтов, синхронизирующие движение винтов, называются шестернями связи. Они передают усилие ведущего ротора к ведомому. Поэтому винты вращаются без взаимного трения. Валы опираются на подшипники 4. Осевые усилия, действующие в роторе, воспринимаются упорными подшипниками 5. В непосредственной близости от винтов на валах размещается уплотнение 7.

Принцип действия винтового компрессора состоит в следующем. На патрубке всасывания через окно газ поступает в пространство между зубьями, называемое полостями или впадинами, которые при вращении винтов постепенно заполняются газом, начиная с торца всасывания. На этом процесс всасывания заканчивается.

При вращении роторов газ, заполняющий впадины, перемещается на некоторый угол в виде двух изолированных объемов. При дальнейшем повороте ротора эти две впадины соединяются между собой, образуя парную полость. По мере входа зубьев ведомого вала во впадину ведущего объем, занимаемый газом, уменьшается –происходит сжатие. Сжатие продолжается до тех пор, пока все уменьшающийся объем парной полости со сжатым газом не подойдет к кромке окна нагнетания. При этом процесс сжатия заканчивается.

При дальнейшем вращении винтов после соединения рабочей камеры сжатия с нагнетательным трубопроводом происходит выталкивание. Конечное давление сжатого газа в винтовом компрессоре, как и в пластинчатом, может не совпадать с давлением в сети, что увеличивает работу сжатия в компрессоре.

Таким образом, рабочий цикл в винтовом компрессоре аналогичен циклу в пластинчатом компрессоре, поэтому все рассмотренные ранее индикаторные диаграммы и анализ работы цикла в энтропийной диаграмме полностью относятся и к винтовому компрессору.

В ориентировочных эксплуатационных расчетах для определения мощности винтового компрессора с ε > 2 и п > 300 об/мин эквивалентный показатель политропы сжатия можно принимать 1,5 -1,6 для воздушного компрессора сухого сжатия и 1,25- 1,35 для маслонаполненного.

Объемная производительность компрессора также определяется количеством свободного газа, подаваемого в нагнетательный трубопровод. Для каждого отдельно взятого винта объемы всех его полостей между зубьями и наружной цилиндрической поверхностью одинаковы. Если площадь одной впадины между зубьями винта в торцевом сечении f _п имеет постоянное значение по всей длине винта l, тогда объем одной полости составит f _п l, Если число впадин в одном винте z, то действительная производительность двухвинтового компрессора

Q=(f _п1 z ₁ + i f _п2 z ₂) п ₁ l λ_п, (110)

где i – передаточное число соединительных шестерен; п ₁ – число оборотов в минуту ведущего вала.

Индивидуальная характеристика винтового компрессора полностью определяется закономерностями изменения коэффициента подачи λ_п. Поэтому эта характеристика качественно одинакова с характеристикой пластинчатого компрессора.

В настоящее время производительность винтовых компрессоров находится в пределах от 0,5 до 850 м³/мин при числах оборотов от 1000 до 17750 об/мин. Давление в двухступенчатом винтовом компрессоре с промежуточным охлаждением достигает 2 МПа.

Достоинствами винтового компрессора являются.

Малый вес и габариты, Винтовые компрессоры имеет массу на единицу производительности в 8-15 раз меньше, чем у поршневых, а значит строительные конструкции и фундаменты будут легче.

Вращающиеся части не соприкасаются друг с другом, поэтому изнашиваются только подшипники.

Высокая равномерность подачи газа, вследствие этого нет неуравновешенности системы и возможность отказа от воздухосборников.

Малая чувствительность к запыленности транспортируемого газа.

Отсутствие помпажа дает возможность использовать такой компрессор на всех режимах работы.

Высокая надежность.

К недостаткам можно отнести большой шум, что требует установку глушителей. У маслонаполненных винтовых компрессоров шум меньше, чем у сухих, но требуется удаление масла из сжатого газа на выходе. Высокая стоимость вследствие сложности изготовления профилей роторов и высокой точности их обработки.

10. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

КОМПРЕССОРОВ

Регулирование компрессорных установок предусматривает изменение подачи газа в зависимости от изменения потребления внешней сети.

За расчетную номинальную производительность поршневого компрессора принимают максимальную потребность газа. Поскольку номинальные параметры работы машины приурочены к максимальному значению КПД, то при регулировании значения КПД установки имеют тенденцию к снижению.

Для поршневых компрессорных установок возможны следующие способы изменения производительности:

- изменение частоты вращения вала;

- воздействие на систему трубопроводов на входе и выходе компрессора;

- воздействие на клапаны;

- изменение объема вредного пространства;

- комбинированные способы.

Регулирование может быть ручным и автоматическим, ступенчатым или непрерывным.

В компрессорных установках мощностью до 250 кВт может быть использован способ регулирования периодической остановкой путем отключения двигателя от электросети. Недостатком такого способа является наличие частых повторений процедур запуска компрессора и двигателя.

Способ регулирования изменением частоты вращения рабочего вала компрессора является идеальным, однако, требующим регулируемого привода. Для компрессоров мощностью до100 кВт используются ДВС. Ступенчатое регулирование более мощных установок может быть реализовано использованием многоскоростных электродвигателей.

Дросселирование потока газа на входе дает возможность плавного регулирования производительности поршневого компрессора от 0 до максимального значения. Недостатком способа является перераспределение работ между ступенями в многоступенчатом компрессоре, изменяются силы, действующие на рабочие узлы (шток, шатун, кривошип, коленчатый вал и др.)

Перепуск газа из стороны нагнетания на сторону всасывания. Для случая воздушного компрессора это обычный выпуск сжатого воздуха в атмосферу, для газовых компрессоров байпасирование перепускным клапаном. Регулирование плавное. Недостатком является увеличение удельной работы на сжатие.

Воздействие на клапаны может быть реализовано с помощью отжима и удержанием всасывающего клапана и открытом положении. При этом всасываемый газ возвращается к первичному источнику, не попадая во внешнюю сеть. Потери регулирования в этом случае связаны с дросселированием газа через клапаны. Разновидностью такого регулирования является отжим всасывающего клапана на части хода поршня при сжатии. Достоинством такого способа регулирования является простота реализации в ручном и автоматическом режимах изменения производительности.

Регулирование изменением объема вредного пространства производится подключением дополнительной полости постоянного или переменного объема на части хода сжатия в цилиндре компрессора. При этом уменьшается коэффициент подачи λ₀ и работа сжатия, а значит и затрачиваемая мощность цикла.

Винтовые компрессоры обычно имеют очень высокую частоту вращения, достигающую, в случае привода от газовых турбин, 15000 об/мин. При приводе от электродвигателей – 3000 об/мин.

Регулирование таких компрессоров производится изменением частоты вращения вала, когда это возможно. Однако, чаще всего используется байпасирование (перепуск сжатого газа через байпасный клапан) на всасывание. Этот способ малоэффективен, т.к. потребление мощности компрессором составляет 100% независимо от потребления во внешней сети.

Дросселирование на всасывающем трубопроводе используется в маслозаполненных винтовых компрессорах. При этом возрастает степень сжатия, но из-за уменьшения расхода мощность снижается. Способ эффективен при регулировании производительности от 1 до 0,7. При более глубоком регулировании потери мощности значительны.

Достаточно распространенным способом регулирования винтовых компрессоров является изменение эффективной рабочей длины роторов перемещением одного из них. При этом обеспечивается почти пропорциональное потребление мощности в процессе регулирования. Глубина регулирования от 1 до 0,4.

Способы регулирования производительности роторно-пластинчатых компрессоров аналогичны способам регулирования поршневых компрессоров.

Это, в первую очередь, регулирование непрерывным или дискретным изменением частоты вращения вала. Следует отметить некоторое повышение КПД с увеличением частоты вращения вследствие уменьшения времени осуществления рабочего процесса, при котором происходят перетечки газа.

Простым способом регулирования является дросселирование на стороне всасывания, при котором производительность понижается из-за наличия потерь на дросселе.

В данном виде компрессоров возможно использование дополнительной емкости вредного пространства. При этом растут потери объема всасываемого газа из-за расширения его во вредном пространстве и уменьшается производительность.

Простейшим, хотя и малоэффективным способом, является байпасирование, при котором потребление мощности составляет 100%.

Дата добавления: 2015-06-27