Степень сжатия компрессора


1. Процесс сжатия воздуха

Для работы турбореактивного двигателя необходима непрерывная подача сжатого воздуха в камеры сгорания. Сжатие воздуха в этих типах двигателей происходит в специальных лопаточных машинах — компрессорах.

Лопаточными машинами компрессоры называются потому, что рабочими элементами в них являются лопатки. Компрессор турбореактивного двигателя приводится во вра­щение газовой турбиной.

При сжатии воздуха температура его повышается на 100—200° С.

В сжатом и подогретом воздухе топливо хорошо испаряется, быстро и полностью сгорает.

На современных турбореактивных двигателях применяются два типа компрессоров: центробежные и осевые. Каждый из них имеет свои преимущества и недостатки.

Степень сжатия

Главной величиной, характеризующей компрессор турбо­реактивного двигателя, является степень повышения давления воздуха в компрессоре, называемая еще степенью сжатия; обозначают ее греческой буквой “эпсилон” - ε.

Степень сжатия компрессора - это отношение давления воздуха на выходе из компрессора к давлению воздуха на входе в него:

Где Р2 – давление на выходе компрессора, Р1 – давление на входе компрессора.

Степень сжатии — величина безразмерная, она показы­вает, во сколько раз повышается давление воздуха в ком­прессоре по сравнению с давлением воздуха перед ним.

Если взять отношение давления воздуха за компрессором к давлению воздуха, окружающего двигатель, то получим степень сжатия двигателя:

Где Р0 – давление атмосферного воздуха.

Чтобы представить себе разницу между этими двумя величинами, подсчитаем их для следующих условий: - ско­рость полета с0 = 0; давление окружающего воздуха РО = 1,033 кг/см2; давление перед компрессором Р1 = 0,92 кг/см2; давление за компрессором Р2 = 4,35 кг/см2. Тогда:

Как видно, εДВИГ меньше εКОМП.

Для современных ТРД величина степени сжатия ком­прессора лежит в пределах от 4,2 до 7,1 (иногда 8).

Степень сжатия двигателя зависит от скорости вращения колеса (ротора) компрессора, от высоты полета (от темпе­ратуры окружающего воздуха) и от скорости полета.

С увеличением скорости вращения колеса компрессора степень сжатия компрессора увеличивается.

В осевом компрессоре с увеличением числа его оборо­тов окружная скорость движения лопаток растет. Вслед­ствие этого увеличиваются силы, сжимающие воздух, и, сле­довательно, давление воздуха, выходящего из компрес­сора.

Так как давление воздуха на входе в компрессор остается постоянным (оно не зависит от скорости вращения колеса компрессора), то степень сжатия компрессора увеличивается.

В центробежном компрессоре с увеличением числа его оборотов растет окружная скорость колеса компрессора. Вследствие этого увеличиваются центробежные силы, сжи­мающие воздух, и, следовательно, давление воздуха, выхо­дящего из компрессора. В результате степень сжатия ком­прессора увеличивается.

Вход воздуха в двигатель

Имея общее представление о работе турбореактивного двигателя и процессах, которые происходят в воздушно-газовом потоке, протекающей через двигатель, рассмотрим теперь более подробно работу отдельных элементов ТРД и процессы, происходящие в них.

Воздухоподводящие или входные каналы служат для подвода воздуха к компрессору с возможно меньшими поте­рями.

Входной канал является частью конструкции самолета или образуется обводами капотов двигателя и самого дви­гателя.

Изменение параметров воздуха во входном канале будет различно в зависимости от условий работы двигателя: на месте или в полете.

Поэтому рассмотрим отдельно эти два случая.

А. Двигатель работает на месте (скорость полета с0 = 0)

При работе двигателя на месте компрессор засасывает воздух из окружающей атмосферы. Скорость воздушного потока при подходе к двигателю возрастает от нуля у невозмущенного воздуха впереди двигателя (сечение 0-0) до скорости с1 на входе в компрессор (сечение 1-1, рис. 1).

Для различных турбореактивных двигателей величина скорости с1 лежит в пределах от 70 до 180 м/сек.

Как показывает опыт, температура и давление воздуха во входном канале падают.

Чтобы понять, почему это происходит, напишем уравне­ние энергии движущегося потока воздуха для сечений 0-0 и 1-1

Где k – показатель адиабаты, R – газовая постоянная, g – ускорение свободного падения.

Так как двигатель работает на месте (неподвижен), то скорость с0 = 0. В этом случае уравнение энергии будет:

Подставив в последнее уравнение численное значениеk, g, R, определим температуру Т1.. Она будет равна:

Из уравнения видно, что температура воздуха на входе в компрессорТ1 должна быть ниже, чем температура окру­жающего воздуха Т0. Для существующих ТРД это падение температуры составляет 8—10°. Разделив все члены этого уравнения на Т0, получим:

Рис.1 Изменение параметров воздуха при работе двигателя на месте.

Заменим отношение температур отношением давлений (считая процесс адиабатическим) и опреде­лим давление воздуха на входе в компрессор:

Так как с1 = 70-180 м/сек, то численная величина ква­дратной скобки будет меньше единицы. Следовательно, дав­ление на входе в компрессор Р1 будет меньше давления окружающего воздуха Р0. Для выполненных ТРД падение давления во входном канале составляет 0,1-0,16 кг/смг.

Пример расчета идеального процесса сжатия компрессора

Рассчитаем энергетические характеристики компрессора К-500-61-1, обеспечивающего воздухоразделительную установку сжатым воздухом при сжатии без потерь. По табл. 1.2 определяем характеристики данного компрессора:

Производительность - 525 м3/мин;

Давление всасывания - 0,0981 МПа;

Давление нагнетания - 0,0882 МПа;

Потребляемая мощность - 3000 кВт;

Число ступеней по секциям - 2+2+2.

На Т—S-диаграмме (рис.7а) показано изменение параметров рабочего тела

при сжатии в компрессоре с промежуточным охлаждением. Характерные

точки процесса представлены на указанном рисунке . Следует отметить,

что давление в точке 1 равно давлению всасывания, то есть Р1=РВС , а

давление в точке 7 - давлению нагнетания Р7=Рн.

Суммарная степень сжатия компрессора = 8,99083.

Степень сжатия в каждой секции ε1= ε2= ε3=ε= = 2,079377.

Промежуточные давления определяются из соотношении

И учитывая, что охлаждение в теплообменниках происходит по изобаре

Р=соnst, то давления Р2=Р3 , Р4 =Р5 , Р6=Р7=РH - Тогда промежуточные

давления процесса сжатия :

= 2,079377 0,0981 = 0,203987 МПа;

= 2,079377 0,203987 = 0,424166 МПа ;

= 2,079377 0,424166 = 0,882 МПа .

Работа идеального сжатия в одной секции (в идеальном процессе работа в

каждой секции одинаковы)

=68505,2 Дж/кг.

Суммарная работа компрессора

Дж/кг .

Плотность воздуха на всасе компрессора

кг/м3

Массовый расход воздуха 1,16602 = 10,203 кг/с.

Суммарная мощность идеального компрессора

=10,203 205515,6 = 2096875,8 Вт,

тогда разность между паспортной и полученной мощностями

= 3000 - 2096,8758 = 903,1242 кВт.

2.3. Пример расчета реального процесса сжатия компрессора

Для сравнения рассчитаем энергетические характеристики реального процесса сжатия в компрессоре. Разность температур в охладителях =50-25 = 25 °С, если нагрев воды в каждом охладителе происходит на величину, равную 25 °С, что позволяет охладить воздух до требуемой температуры перед входом в последующую секцию. Следует иметь ввиду, что геометрические размеры теплообменников отличаются между собой, поскольку параметры поступающего в них воздуха различны. Предположим, что Температура воздуха на выходе из охладителей на =15 °С ниже температуры воды, подаваемой в аппарат ( вод=25 °С). Обычно величина лежит в пределах 10-15 °С и обуславливается особенностями и типом системы промежуточного охлаждения компрессора. Тогда определим температуру охлажденного воздуха =25 + 15 = 40°С = 313К. Промежуточные давления аналогичны рассчитанным в идеальном процессе, то есть

=0,0981 МПа, =0,203987 МПа, Р4=0,424166 МПа, =

0,882 МПа. В таком случае степень сжатия в первой секции останется без изменений по сравнению с идеальным процессом

= 2,079377 и работа будет равна

= 83542,9 Дж/кг.

Давление воздуха после охлаждения изменится на величину

= 0,025 МПа и станет равным

=0,203987-0,025 = 0,178987 МПа.

Температура воды на входе в первый промежуточный теплообменник

=376,13К,

где Ср - теплоемкость воздуха, см. табл. 2.1, Ср=1,005 кДж/(кг К).

Теперь рассмотрим процесс сжатия воздуха во второй секции

компрессора. Степень сжатия определяется как отношение давлений (с

учетом потерь давления при охлаждении воздуха):

= 2,369815 и работа сжатия будет равна

=107243,3 Дж/кг. Давление газа после охлаждения во втором промежуточном охладителе (с таким давлением воздух поступает в последнюю секцию) = 0,424166 - 0,02 = 0,404166 МПа.

Температура на выходе из второй секции (перед подачей воздуха в теплообменник для охлаждения)

=419,71К.

Давление сжатого воздуха на выходе из третьей секции турбокомпрессора равно = 0,882 + 0,02 = 0,884 МПа, тогда степень сжатия в ступени определяется как = 2,18722.

Работа в третьей секции будет равна

Дж/кг.

Температура на выходе сжатого воздуха в нагнетательный трубопровод (перед охлаждением в концевом охладителе)

= 408,65 К.

Суммарная работа сжатия

=83542,9 + 107243,3 + 96126,2 = 286912,4 Дж/кг

Действительная мощность компрессора

= 10,203 286912,4 = 2927367,2 Вт,

тогда разность между паспортной и полученной мощностями равна

= 3000 - 2927,3672 = 72,6328 кВт.

Удельный расход энергии на 1000 м3 для данного компрессора

Определим расход воды на каждую секцию компрессора.

В первый промежуточный охладитель воздух поступает с температурой Т2 и охлаждается до температуры Т3 ,

расход воды равен

=

кг/с.

Рис. 8. Расчетная схема 1ПО

Во второй промежуточный охладитель воздух поступает с температурой Т4 и охлаждается до температуры Т5, расход воды равен

= =10,4459 кг/с.

В концевой охладитель воздух поступает с температурой Т6 и охлаждается до температуры Т7, расход воды равен

= =9,3632 кг/с.

Следует отметить, что при расчете компрессоров, снабжающих сжатым воздухом доменные печи, концевой охладитель отсутствует, и расход охлаждающей воды определяется только промежуточными

теплообменниками. Суммарный расход воды на компрессор

6,1798 + 10,4459 + 9,3632 = 25,9889кг/с.

Таблица 2.1. Теплофизические свойства сухого воздуха

t ,°C ρ, кг/м Cp, КДж/(кгК) λ 102,Вт/(м K) μ 10-6, Па с υ 10-6, м2/с Рr
-20 1,395 1,009 2,28 16,2 11,79 0,716
-10 1,342 1,009 2,361 16,7 12,43 0,712
1,293 1,005 2,442 17,2 13,28 0,707
1,247 1,005 2,512 17,6 14,16 0,705
1,205 1,005 2,593 18,1 15,06 0,703
1,165 1,005 2,675 18,6 16,00 0,701
1,128 1,005 2,756 19,1 16,96 0,699
1,093 1,005 2,826 19,6 17,95 0,698
1,060 1,005 2,896 20,1 18,97 0,696
1,029 1,009 2,966 20,6 20,02 0,694
1,000 1,009 3,047 21,1 21,09 0,692
0,972 1,009 3,128 21,5 22,10 0,690
0,946 1,009 3,210 21,9 23,13 0,688
0,898 1,009 3,338 22,8 25,45 0,686
0,854 1,013 3,489 23,7 27,80 0,684
0,815 1,017 3,640 24,5 30,09 0,682
0,779 1,022 3,780 25,3 32,49 0,681
0,746 1,026 3,931 26,0 34,85 0,680
0,674 1,038 4,268 27,4 40,61 0,677
0,615 1,047 4,606 29,7 48,33 0,674
0,566 1,059 4,91 31,4 55,46 0,676
0,524 1,068 5,21 33,6 63,09 0,678
0,456 1,093 5,74 36,2 79,38 0,687

Расчет поршневого компрессора производится аналогичным образом. Параметры сжатого воздуха в характерных точках (рис.10):

точка 1: =0,0981 МПа; =293 К; е1 = -2 кДж/кг;

точка 2: Р2=0,203987 МПа; Т2=376,13 К; е2=66 кДж/кг;

точка 3: Р3=0,178987 МПа; Т3=313 К; е3 =49 кДж/кг;

точка 4: Р4 =424166 МПа; Т4=419,71 К; е4 =141 кДж/кг;

точка 5: Р5=0,404166 МПа; Т5=313 К; е5 =126 кДж/кг;

точка 6: Р6=0,884 МПа; Т6=408,65 К; е6 =201 кДж/кг;

точка 7: Р7= РН=0,88 МПа; Т7=311 К; е7 =181 кДж/кг;

Эксергетический КПД компрессора равен

3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МАГИСТРАЛИ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ

3.1. Гидравлический расчет трубопроводов компрессоров

Цель гидравлического расчета состоит в нахождении конструктивных характеристик всасывающего, нагнетательного воздухопроводов и трубопроводов внешней воздушной сети. Кроме этого, на основании гидравлического расчета определяется расчетное давление на компрессорной станции, необходимое для подачи воздуха в воздухопроводную систему, и обеспечение нормального давления у потребителей.

Выбор диаметра всасывающего воздухопровода должен обеспечивать потери давления в нем не более 30-50 мм водяного столба. При этом скорость воздуха не должна превышать для центробежных и поршневых компрессоров двойного действия 10-12 м/с, а для поршневых компрессоров простого действия 5-6 м/с.

Диаметр всасывающего трубопровода определяется по формуле

(3.1)

где V - производительность компрессора, отнесенная к условиям всасывания, м3/с; WК - нормируемая скорость воздуха, м/с

Потери давления в трубопроводе вычисляются по формуле

(3.2)

где - плотность воздуха при давлении всасывания, всасывающего трубопровода, м; λ - коэффициент трения воздуха.

Расчетные диаметры воздухопроводов, работающих под давлением, и потери напора в них определяют с учетом сжатия воздуха и соответствующего повышения его температуры. Изменение температуры воздуха за счет теплообмена воздухопровода с окружающей средой считается незначительным и при расчетах им пренебрегают.

Расход сжатого воздуха, транспортируемого по трубопроводу

(3.3)

Тогда, если известен расход воздуха, искомый диаметр трубопровода

(3.4)

Скорость воздуха в нагнетательном трубопроводе не должна превышать 10—15 м/с для центробежных и поршневых компрессоров двойного действия и 6 м/с - для поршневых компрессоров простого действия.

Масса воздуха, проходящего по трубопроводу в единицу времени, независимо от его сжатия величина постоянна.

откуда получаем (3.5)

где VH - расход воздуха при нормальном давлении и температуре (нормальные условия: t = 20 °С , Р= 101325 Па) , м3/с; ρH =1,29 кг/м3 плотность воздуха при нормальном давлении и температуре; ρсж -плотность сжатого воздуха, кг/м3.

Из уравнения состояния плотность сжатого воздуха

определяется в виде (3.6)

Л7СЖ

где Рcж - абсолютное давление на расчетном участке, Па;

Тсж=tсж + 273 - температура сжатого воздуха, К; R=287,14—газовая постоянная, Дж/ (кг К).

Температура сжатого воздуха в нагнетательном трубопроводе может быть определена с достаточной точностью в предположении адиабатного

процесса сжатия по формуле

где - температура воздушной смеси перед конечной секцией компрессора, К; - давление воздушной смеси перед конечной секцией компрессора, Па.

Если же известна работа сжатия в секции (для действительного процесса сжатия воздуха), то температуру сжатого воздуха можно

определить как

где L - работа сжатия в конечной секции компрессора, Дж/кг; Ср -теплоемкость воздуха при данных параметрах, определяемая по табл. 2.1, Дж/(кг-К).

Расчетное давление воздуха на компрессорной станции, необходимое при подаче его в воздухопроводную систему, определяется по выражению

, (3.7)

где РH - номинальное давление воздуха у потребителя, МПа; ∆РВС -потери давления на трение и местные сопротивления в трубопроводе компрессорной станции, МПа (ориентировочно принимаются равными 3—5 кПа); ∆PТР - потери давления на трение и местные сопротивления по наиболее протяженной ветви воздухопровода, МПа; ∆Ризб - избыточное или резервное давление, МПа (принимается равным 0,5 кПа).

По формуле Дарси-Вейсбаха потери напора на трение по рассматриваемой ветви воздухопровода представляются в виде

,(3.8)

где Li - длина соответствующего участка рассматриваемой ветви воздухопровода, м; Lэквi - дополнительная длина участка сети, эквивалент­ная местным сопротивлениям на нем (приведены в таблице 3.1), м; λi-коэффициент трения воздуха.

Потери давления в рассматриваемой ветви составят

(3.9)

Число Рейнольдса, характеризующее отношение сил инерции к силам вязкости, определяется как

(3.10)

где v - кинематическая вязкость воздуха (определяемая по табл.2.1), м2/с.

При значении числа Рейнольдса Rе>105 (турбулентное течение воздуха) коэффициент λ выражается формулой

Также коэффициент может быть вычислен по другой эмпирической формуле

где k - шероховатость стенок стальных труб (можно принять равной 0,0001 м); v - кинематическая вязкость воздуха (табл. 3.1), м2/с; Vсж i; -расход воздуха на соответствующем участке, м3 /с.

Предыдущая1234567891011121314Следующая

Дата добавления: 2015-06-10; просмотров: 4335; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

ПОСМОТРЕТЬ ЕЩЕ:

Поршневые компрессионные машины

В поршневых машинах сжатие газа происходит при изменении рабочего объема за счет возвратно-поступательного движения поршня.

По устройству цилиндров различают компрессоры одинарного (простого) и двойного действия, а по их числу – одноцилиндровые и многоцилиндровые. Кроме того, в зависимости от расположения осей цилиндров поршневые компрессоры бывают горизонтальные, вертикальные, а также V-,W-образные и звездообразные.

Рисунок 4.6 – Поршневой компрессор простого действия. 1 – всасывающий клапан; 2 – нагнетательный клапан; 3 – цилиндр; 4 – поршень; 5 – кривошипно-шатунный механизм

В зависимости от числа ступеней компрессоры подразделяются на одноступенчатые (со степенью сжатияp2/p1= 2÷8), двухступенчатые (p2/p1= 8÷50) и многоступенчатые (p2/p1= 50÷100).

Поршневой компрессор простого действия (рис. 4.6) состоит из цилиндра 3, поршня 4, совершающего возвратно-поступательное движение с помощью кривошипно-шатунного механизма 5.

В крышке цилиндра расположены всасывающий 1 и нагнетательный 2 клапаны.

Рисунок 4.7 – Диаграмма сжатия газов в идеальном компрессоре

При движении слева направо в цилиндре возникает разрежение и под действием давления во всасывающей линии открывается клапан 1. При движении поршня справа налево давление в цилиндре возрастает, всасывающий клапан закрывается, и поршень сжимает находящийся в цилиндре газ. Когда давление в цилиндре превысит давление в нагнетательной линии, открывается клапан 2 и сжатый газ выталкивается в нагнетательную линию.

Если представить изменение параметров газа в цилиндре на диаграмме p–V, то в идеале (рис. 4.7), когда поршень вплотную подходит к крышке цилиндра, а в цилиндре отсутствуют механические и гидравлические потери, давление и объем газа будут меняться следующим образом. В крайнем правом положении поршня газ занимает объемV1. Двигаясь справа налево (линия 1-2), поршень сжимает газ до объемаV2и давленияp2. Двигаясь до крайнего левого положения, поршень выдавливает сжатый газ (линия 2-3). Линия 3-4 соответствует мгновенному падению давления доp1, при начале движения поршня слева направо. Далее происходит процесс всасывания газа по линии 4-1.

В реальном компрессоре, в силу конструктивных причин, поршень не может вплотную подойти к крышке цилиндра. Между крышкой цилиндра и крайним левым положением поршня всегда имеется некоторое пространство, называемое мертвым, иливредным. Сжатый газ, находящийся во вредномпространстве, расширяется при ходе поршня вправо, вследствие чего поступление новой порции газа в цилин дрначинается только с точки 4 (рис. 4.8). Таким образом, объем засасываемого газаVбудет меньше объемаV1, описываемого поршнем.

Отношение объема газа V, засасываемого компрессором, к объемуV1, описываемому поршнем, носит названиеобъемного к.п.д.λ0.

. (4.32)

Рисунок 4.8 – Диаграмма сжатия газа в реальном компрессоре: V0– объем цилиндра;V– объем всасываемого газа;V1– объем, описываемый поршнем;p1– давление всасывания;p2– давление нагнетания;Vв.п – объем вредного пространства;V2– объем нагнетаемого газа

Следовательно, объем газа, засасываемого в цилиндр:

. (4.33)

Выразив объем вредного пространства Vв.пчерез объем, описываемый поршнем, получим:

, (4.34)

где ε – доля вредного пространства, ε ≈ 0,03÷0,08.

Приняв сжатие газа политропическим, т.е.

, (4.35)

можно получить следующую зависимость:

, (4.36)

либо с учетом (2.121) и (2.122):

. (4.37)

Отсюда

. (4.38)

Соответственно для изотермического и адиабатического процессов сжатия получим выражения:

; (4.39)

. (4.40)

Фактически, нагнетаемый компрессором объем , приведенный к условиям всасывания, всегда меньше засасываемого объемапо ряду причин, к числу которых относятся: неплотности в клапанах; потери давления в процессе всасывания (вследствие сопротивления всасывающих клапанов); подогрев газа на входе в цилиндр (при соприкосновении с горячими стенками и газом во вредном пространстве); влажность сжимаемого газа.

Отношение объема нагнетаемого газак объему, описываемому поршнем ,называют коэффициентом подачи:

.

Приближенно связь между коэффициентом подачи и объемным к.п.д. может быть представлена соотношением:

.

Более точные значения получают с помощью индикаторной диаграммы.

Как следует из уравнений (2.125)–(2.127), значительное повышение степени сжатия может привести к тому, что сжатый газ, находящийся во вредном пространстве, при крайнем левом положении поршня и его ходе вправо достигнет давления всасываниятолько к концу хода поршня, т. е. всасывание происходить не будет (, а следовательно, и). На диаграммеp–V(рис. 4.8) этот процесс представлен линией 3-1.

Та степень сжатия , при которой объемный к.п.д. компрессора становится равным нулю, носит названиепредела сжатия. Определить его можно по выражению

, (4.41)

где m– показатель политропы;– доля вредного пространства.

Нетрудно подсчитать, что в случае изотермического сжатия газа при = 0,05максимально возможная степень сжатия составит всего 21.

Практика показала, что работа компрессоров с объемным коэффициентом 0, меньшим 0,7, неэкономична. Помимо этого, при сжатии газа в компрессоре, часть механической энергии превращается в тепловую, вследствие чего газ в цилиндре разогревается. При высоких степенях сжатия и достигаемых при этом высоких температурах мелкие частицы смазочного масла в компрессоре образуют с воздухом взрывоопасные смеси, вот почему конечная температура сжатого газа не должна превышать 150160 °С. Предельная степень сжатия газа, в зависимости от температуры в конце сжатия, для политропического процесса в соответствии с уравнением (4.41):

. (4.42)

В силу указанных причин в одноступенчатом компрессоре конечное давление сжатого газа не может превышать 0,60,7 МПа, т. е. степень сжатияне должна быть более 67.

В тех случаях, когда необходимо получить газ более высокого давления, применяют многоступенчатое сжатие.

Многоступенчатое сжатиегаза осуществляется последовательно в нескольких одноступенчатых компрессорах, которые называют ступенями сжатия компрессора. При переходе из одной ступени в другую газ охлаждается. Различают полное и неполное многоступенчатое охлаждение. При полном многоступенчатом охлаждении температура газа на всасывании во всех ступенях одинакова, т. е. газ между ступенями охлаждается до температуры на всасывании в первую ступень. При неполном охлаждении газ, всасываемый на второй, третьей и последующих ступенях, имеет более высокую температуру, чем газ, поступающий на первую ступень.

Степень сжатия в каждой ступени многоступенчатого компрессора принимают такой, чтобы наиболее эффективно использовать объем цилиндров, повысить объемный коэффициент компрессора и снизить затраты энергии на сжатие газа, а также температуру в конце сжатия.

Из анализа процесса сжатия в многоступенчатом компрессоре следует, что минимальная работа сжатия будет затрачена, если в любой i-й ступени степень сжатия

, (4.43)

где n– число ступеней сжатия;– давление газа на входе в первую ступень;– давление газа на выходе из последней ступени.

Однако вследствие потерь давления между ступенями степень сжатия несколько больше теоретической, что учитывается коэффициентом потерь (= 1,11,15):

. (4.44)

Последнее выражение дает возможность рассчитать необходимое число ступеней nдля сжатия газа от давлениядо давления:

. (4.45)

Чтобы температура газа в конце сжатия в каждой ступени не превышала допустимого предела, степень сжатия принимают обычно такой = 2,53,5.

Рисунок 4.9 – Схема двухступенчатого поршневого компрессора: 1,5 – всасывающие клапаны; 2,7 – нагнетательные клапаны; 3 – цилиндр низкого давления; 4 – холодильник; 6 – цилиндр высокого давления

На рис. 4.9 представлена схема двухступенчатого поршневого компрессора. Газ атмосферного давления засасывается в цилиндр первой ступени 3, сжимается примерно до давления 0,5 МПа и поступает в холодильник 4. Затем охлажденный газ подается во второй цилиндр меньшего объема, где сжимается еще в 5 раз. Давление газа на выходе из второй ступени достигает уже примерно 2,5 МПа. При необходимости создания еще более высоких давлений используют большее число ступеней. Однако увеличение числа ступеней приводит к усложнению конструкции компрессора. В зависимости от степени сжатия обычно применяют следующее число ступеней:

 = р2/р1

5

10

80

100

200

500

650

и более

п

1

2

3

4

5

6

6–7

Рисунок 4.10 – Индикаторная диаграмма двухступенчатого сжатия газа

Процесс сжатия газа в двухступенчатом поршневом компрессоре показан на рис. 4.10.

Линия АВописывает процесс сжатия газа в ступени I от давлениядо давления. Затем газ охлаждается изобарически по линииВСдо исходной температурыТ1и поступает в цилиндр ступени II, где сжимается до давлениярк.

Линия АСLсоответствует изотермическому сжатию до давленияркв одноступенчатом компрессоре, а линияАВK– политропическому сжатию в этом же компрессоре.

Как видно из рис. 4.10 при двухступенчатом сжатии с промежуточным охлаждением газа процесс ближе к изотермическому и требует меньших затрат энергии, чем при одноступенчатом сжатии. Заштрихованная на рисунке площадь ВСDKпоказывает выигрыш в работе при двухступенчатом сжатии по сравнению с одноступенчатым. Ломаная линия многоступенчатого сжатия тем ближе к изотерме, чем больше число ступеней.

При одинаковой степени сжатия газа и полном его охлаждении в промежуточных холодильниках работа сжатия в каждой ступени также одинакова.

Теоретическая работа, затрачиваемая на сжатие 1 кг газа в многоступенчатой компрессионной машине при политропическом процессе сжатия:

, (4.46)

где п– число ступеней компрессора.

Конечная температура сжатия газа

. (4.47)

Теоретический объемный коэффициент многоступенчатого компрессора:

. (4.48)

Для определения работы сжатия, конечной температуры и объемного к.п.д. при адиабатическом сжатии, в уравнениях (4.46)–(4.48) показатель политропы заменяют показателем адиабаты к.

Поршневые компрессоры двойного действияустроены аналогично поршневым насосам двойного действия (рис. 4.11).

Цилиндр 1 компрессора снабжен двумя всасывающими клапанами (2 и 6) и двумя нагнетательными (3 и 5).

Газ попеременно сжимается в цилиндре 1 по обе стороны поршня 4. За один двойной ход поршня происходит два раза всасывание и два раза нагнетание.

В результате, компрессоры двойного действия обладают почти вдвое большей производительностью, чем компрессоры одинарного действия.

Рисунок 4.11 – Схема одноступенчатого поршневого компрессора двойного действия: 1 – цилиндр; 2, 6 – всасывающие клапаны; 3. 5 – нагнетательные клапаны; 4 – поршень; 7 – шток; 8 – кривошипно-шатунный механизм

Производительностьпоршневых компрессоровVопределяется объемом, описываемым поршнем в единицу времени, отнесенным к условиям всасывания:

, (4.49)

где і– число цилиндров ступени либо кратность действия;D –диаметр цилиндра;S – ход поршня;n –число оборотов коленчатого вала или маховика;– коэффициент подачи.

Для одноступенчатого компрессора двойного действия с большей точностью производительность может быть рассчитана с учетом объема, описываемого штоком:

, (4.50)

где d– диаметр штока.

Производительность многоступенчатых компрессоров определяется производительностью первой ступени.

Подача компрессора  – количество газа, поступающего к потребителю – зависит от внешних условий: барометрического давления, температуры газа, его влажности. Обычно величину подачи относят к нормальным условиям:р0= 0,101 МПа иt0= 0 °С. Подача и производительность одноступенчатого компрессора связаны соотношением:

(4.51)

При переменной подаче газа с сохранением его давления, согласно требованиям технологического процесса, приходится менять производительность компрессора. Если компрессионная установка включает группу компрессоров, то регулирование общей производительности обеспечивается пуском или остановкой соответствующего их числа. Для одиночного компрессора такой способ неприемлем, так как он приводит к резким колебаниям давления в сети. Лучший вариант регулирования – изменение частоты вращения приводного вала, использование в качестве привода двигателей внутреннего сгорания или синхронных электродвигателей. Однако эти способы, хотя и экономичны, создают большие трудности при обслуживании электродвигателей с постоянным числом оборотов. Поэтому на практике пользуются более простыми способами регулирования производительности. Наиболее простым из них, экономичным и надежным, является изменение размера вредного пространства. С этой целью крышка цилиндра выполняется полой, а ее полость разделяется на ряд ячеек, каждая из которых может быть подсоединена к цилиндру посредством клапана, открывающегося автоматически или вручную. Вследствие увеличения объема вредного пространства уменьшается производительность компрессора без заметного изменения степени сжатия газа и увеличения удельного расхода энергии. Можно так подобрать объем вредного пространства, что при давлениивсасывания находящийся в нем газ займет весь объем цилиндра, и производительность станет равной нулю.

Поршневые вакуум-насосыпредназначены для создания разрежения. Хотя по устройству и принципу действия они аналогичны поршневым компрессорам, от последних их отличает высокая степень сжатия газа. Например, даже при относительно небольшом разрежении с остаточным давлениемр1= 0,1 атм степень сжатия прир2= 1,1 атм, необходимом для преодоления всех сопротивлений составит:, что более чем в два раза превышает допустимую степень сжатия в поршневом компрессоре.

При высоких степенях сжатия объемный коэффициент и производительность резко снижаются. Поэтому влияние вредного пространства в вакуум-насосах стремятся свести к минимуму. Для этого используют прием выравнивания давления, повышая тем самым коэффициент подачи.

Поршневые вакуум-насосы делят на две основные группы: сухие и мокрые. Первые отсасывают только газ, а вторые – смесь газа и жидкости.

Сухие вакуум-насосыконструктивно представляют собой одноступенчатые компрессоры двойного действия, снабженные золотниковым распределительным устройством. Для выравнивания давления вредное пространство с одной стороны цилиндра в конце хода нагнетания сообщается при помощи золотника с противоположной стороной цилиндра, где в это время заканчивается всасывание. По каналам сжатый газ из вредного пространства перепускается в пространство всасывания, давление во вредном пространстве падает, и всасывание начинается в самом начале обратного хода поршня. В результате этого коэффициент подачи вакуум-насоса может быть повышен до значения 0,8–0,9. Для повышения разрежения эти насосы могут быть переключены с одноступенчатых двойного действия на двухступенчатые одинарного действия.

Мокрые вакуум-насосыпоршневого типа не имеют золотниковых распределителей и конструктивно несколько отличаются от сухих. Поскольку скорость жидкости в мокрых насосах должна быть меньше скорости газа, насосы имеют всасывающие и нагнетательные клапаны больших размеров, а следовательно, и большее вредное пространство. В итоге эти машины создают разрежение значительно меньшее, чем сухие вакуум-насосы. Если сухие вакуум-насосы способны обеспечивать вакуум порядка 96–99,9 %, то мокрые – лишь 80–85 % (по отношению к абсолютному вакууму).

Преимуществами поршневых машин являются возможность создания высоких степеней сжатия (до 1500 и более), а также высокий к.п.д.

Недостаток их – в громоздкости при сравнительно небольшом верхнем пределе производительности (12000–15000 м3/ч), в необходимости массивного фундамента для установки, в наличии множества быстроизнашивающихся трущихся деталей, что приводит к высокой стоимости и сложности обслуживания компрессионных установок.

Помимо этого, поршневые компрессионные машины чувствительны к загрязнениям газа, обладают неравномерностью всасывания и подачи газа. Для уменьшения неравномерности подачи и смягчения толчков газ после сжатия в поршневых компрессорах предварительно направляют в сборник (ресивер), где он одновременно очищается от масла и влаги.

Указанные недостатки ограничивают область применения поршневых компрессоров высокими степенями сжатия. При степенях сжатия ниже двух они неэкономны из-за возрастающей доли гидравлических и механических потерь.

процесс сжатия воздуха В АВИАЦИОННЫХ ТУРБОРЕАКТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ

содержание   ..  1  2  3  4  5  6  7  8  9  10    ..

Власенко М. Основы теории авиационных турбореактивных двигателе

1. процесс сжатия воздуха В АВИАЦИОННЫХ ТУРБОРЕАКТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ

Для работы турбореактивного двигателя необходима непрерывная подача сжатого воздуха в камеры сгорания. Сжатие воздуха в этих типах двигателей происходит в специальных лопаточных машинах — компрессорах.

Лопаточными машинами компрессоры называются потому, что рабочими элементами в них являются лопатки. Компрессор турбореактивного двигателя приводится во вра­щение газовой турбиной.

При сжатии воздуха температура его повышается на 100—200° С.

В сжатом и подогретом воздухе топливо хорошо испаряется, быстро и полностью сгорает.

На современных турбореактивных двигателях применяются два типа компрессоров: центробежные и осевые. Каждый из них имеет свои преимущества и недостатки.

СТЕПЕНЬ СЖАТИЯ В АВИАЦИОННЫХ ТУРБОРЕАКТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ

Главной величиной, характеризующей компрессор турбо­реактивного двигателя, является степень повышения давления воздуха в компрессоре, называемая еще степенью сжатия; обозначают ее греческой буквой “эпсилон” - ε.

Степень сжатия компрессора - это отношение давления воздуха на выходе из компрессора к давлению воздуха на входе в него:

Где Р2 – давление на выходе компрессора, Р1 – давление на входе компрессора.

Степень сжатии — величина безразмерная, она показы­вает, во сколько раз повышается давление воздуха в ком­прессоре по сравнению с давлением воздуха перед ним.

Если взять отношение давления воздуха за компрессором к давлению воздуха, окружающего двигатель, то получим степень сжатия двигателя:

Где Р0 – давление атмосферного воздуха.

Чтобы представить себе разницу между этими двумя величинами, подсчитаем их для следующих условий: - ско­рость полета с0 = 0; давление окружающего воздуха РО = 1,033 кг/см2; давление перед компрессором Р1 = 0,92 кг/см2; давление за компрессором Р2 = 4,35 кг/см2. Тогда:

Как видно, εДВИГ меньше εКОМП.

Для современных ТРД величина степени сжатия ком­прессора лежит в пределах от 4,2 до 7,1 (иногда 8).

Степень сжатия двигателя зависит от скорости вращения колеса (ротора) компрессора, от высоты полета (от темпе­ратуры окружающего воздуха) и от скорости полета.

С увеличением скорости вращения колеса компрессора степень сжатия компрессора увеличивается.

В осевом компрессоре с увеличением числа его оборо­тов окружная скорость движения лопаток растет. Вслед­ствие этого увеличиваются силы, сжимающие воздух, и, сле­довательно, давление воздуха, выходящего из компрес­сора.

Так как давление воздуха на входе в компрессор остается постоянным (оно не зависит от скорости вращения колеса компрессора), то степень сжатия компрессора увеличивается.

В центробежном компрессоре с увеличением числа его оборотов растет окружная скорость колеса компрессора. Вследствие этого увеличиваются центробежные силы, сжи­мающие воздух, и, следовательно, давление воздуха, выхо­дящего из компрессора. В результате степень сжатия ком­прессора увеличивается.

содержание   ..  1  2  3  4  5  6  7  8  9  10    ..

Два основных принципа сжатия: объемное и динамическое AtlasCopco

Прежде чем вы узнаете о различных компрессорах и методах сжатия, сначала нам следует познакомить вас с двумя основными принципами сжатия газа. После этого мы сравним их и рассмотрим различные компрессоры в этих категориях.

Каковы два основных принципа сжатия?

объемное и динамическое сжатие

Существует два общих принципа сжатия воздуха (или газа): сжатие возвратно-поступательным движением и динамическое сжатие. К первому типу относятся, например, возвратно-поступательные (поршневые) компрессоры, орбитальные (спиральные) компрессоры и различные типы ротационных компрессоров (винтовые, зубчатые, лопастные). При сжатии возвратно-поступательным движением воздух всасывается в одну или несколько камер сжатия, которые затем изолируются от входа. Постепенно объем каждой камеры уменьшается, и воздух внутри сжимается. Когда давление достигает расчетного коэффициента сжатия, открывается порт или клапан, и воздух выгружается в выпускную систему под действием постоянного уменьшения объема камеры сжатия. При динамическом сжатии воздух вращается лопастями быстро вращающегося рабочего колеса компрессора и разгоняется до высокой скорости. Затем газ выпускается через диффузор, где кинетическая энергия преобразуется в статическое давление. К основным компрессорам с динамическим сжатием относятся турбокомпрессоры с осевой или радиальной схемой потока.

Что такое компрессоры с возвратно-поступательным движением?

поршневой компрессор

Велосипедный насос демонстрирует простейшую форму сжатия с возвратно-поступательным движением, когда воздух втягивается в цилиндр и сжимается движущимся поршнем. Поршневой компрессор характеризуется тем же принципом работы и использует поршень, движение которого вперед и назад осуществляется с помощью шатуна и вращающегося коленчатого вала. Если для сжатия используется только одна сторона поршня, такой компрессор называется компрессором одностороннего действия. Если используются верхняя и нижняя стороны поршня, компрессор осуществляет двойное действие.

Коэффициент давления представляет собой соотношение между абсолютными давлениями на входе и выходе. Соответственно, машина, которая всасывает воздух при атмосферном давлении (1 бар (а) и сжимает его до 7 бар избыточного давления, работает при коэффициенте давления (7 + 1)/1 = 8).

Схема компрессора для компрессоров с возвратно-поступательным движением

На двух графиках ниже показано (соответственно) соотношение давления и объема для теоретического компрессора и более реалистичная схема для поршневого компрессора. Рабочий объем - это объем цилиндра, в котором перемещается поршень на этапе всасывания. Объем камеры сжатия - это объем, расположенный под впускным и выпускным клапанами и над поршнем, который должен оставаться в верхней точке поворота поршня по механическим причинам.

Разница между рабочим объемом и объемом всасывания обусловлена расширением воздуха, оставшегося в объеме камеры сжатия перед началом всасывания. Разница между теоретической диаграммой p/V и фактической диаграммой обусловлена практической конструкцией компрессора, например, поршневого. Клапаны никогда не являются полностью герметичными, и между поршневой юбкой и стенкой цилиндра всегда присутствует утечка определенной степени. Кроме того, клапаны не могут полностью открываться и закрываться без минимальной задержки, что приводит к перепаду давления, когда газ протекает по каналам. Из-за такой конструкции газ нагревается при входе в цилиндр.

Формула изометрического сжатия

Работа компрессора с изометрическим сжатием:

Формула изоэнтропического сжатия

Работа компрессора с изоэнтропическим сжатием:

Эти соотношения показывают, что для изоэнтропического сжатия требуется больше работы, чем для изотермического сжатия.

Что такое динамические компрессоры?

В динамическом компрессоре повышение давления происходит во время протекания потока газа. Протекающий газ разгоняется до высокой скорости с помощью вращающихся лопастей на рабочем колесе. Затем скорость газа преобразуется в статическое давление, когда газ вынужден замедляться при расширении в диффузоре. В зависимости от основного направления, используемого потоком газа, эти компрессоры называются радиальными или осевыми. По сравнению с компрессорами объемного типа динамические компрессоры имеют характеристику, при которой небольшое изменение рабочего давления приводит к значительному изменению скорости потока.

Скорость каждого рабочего колеса имеет верхний и нижний предел расхода. Верхний предел означает, что скорость потока газа достигает скорости звука. Нижний предел означает, что противодавление становится больше, чем давление компрессора, что говорит о возникновении обратного потока внутри компрессора. Это, в свою очередь, приводит к пульсации, шуму и опасности механического повреждения.

Сжатие в несколько ступеней

Теоретически, воздух или газ могут быть сжаты изоэнтропически (при постоянной энтропии) или изотермически (при постоянной температуре). Любой процесс может быть частью теоретически обратимого цикла. Если бы сжатый газ можно было использовать сразу после сжатия при его конечной температуре, процесс изоэнтропического сжатия имел бы определенные преимущества. В действительности воздух или газ редко используются непосредственно после сжатия и перед применением их обычно охлаждают до температуры окружающей среды. Следовательно, предпочтительным является процесс изотермического сжатия, поскольку он требует меньшего количества работы. Обычный практический подход к выполнению процесса изотермического сжатия включает охлаждение газа во время сжатия. При эффективном рабочем давлении 7 бар изоэнтропическое сжатие теоретически требует энергии на 37% больше, чем изотермическое сжатие.

Практический метод снижения нагрева газа состоит в том, чтобы разделить сжатие на несколько ступеней. Газ охлаждают после каждой ступени перед сжатием до конечного давления. Это также увеличивает энергоэффективность, причем наилучший результат достигается, когда каждая ступень сжатия имеет одинаковый коэффициент давления. При увеличении количества ступеней сжатия весь процесс приближается к изотермическому сжатию. Тем не менее, существует экономический предел для количества ступеней, которые может использовать конструкция реальной установки.

В чем разница между турбокомпрессором и компрессором с возвратно-поступательным движением?

При постоянной скорости вращения кривая давления/расхода для турбокомпрессоров существенно отличается от эквивалентной кривой для компрессора с возвратно-поступательным движением. Турбокомпрессоры - это машины с переменным расходом и переменной характеристикой давления. С другой стороны, компрессор объемного типа представляет собой машину с постоянным расходом и переменным давлением. Компрессор обеспечивает более высокое отношение давления даже на низкой скорости. Турбокомпрессоры рассчитаны на большой расход воздуха.

Другие статьи по этой теме

При выборе воздушного компрессора необходимо учитывать множество факторов. В этой статье мы расскажем, как выбрать компрессор, который лучше всего соответствует вашим потребностям и нуждам.

Узнайте больше о динамическом сжатии воздуха и двух типах компрессоров: центробежных и осевых.

Мы постоянно сталкиваемся со сжатым воздухом, но что это такое? Предлагаем вам войти в мир сжатого воздуха и познакомиться с основными принципами работы компрессоров.


Смотрите также


Оцените статьюПлохая статьяСредненькая статьяНормальная статьяНеплохая статьяОтличная статья (проголосовало 13 средний балл: 5,00 из 5)
Загрузка...