Компрессорные установки

t_шт = 4,6lz = 4,6 ∙ 2 = 9,2 мин.

 

Компрессорные установки

 

Современное оборудование многих отраслей пищевой промышленности включает различные виды расфасовочно-упаковочных автоматов и других машин, исполнительные механизмы которых приводятся в движение посредством рабочего газа под давлением. Источником энергии рабочего газа является воздушный компрессор, который преобразует механическую энергию приводящего двигателя в энергию сжатого воздуха. Поток сжатого воздуха передается по трубопроводу (пневмолинии) от компрессора к пневмодвигателю, в котором энергия сжатого воздуха преобразуется в механическую энергию выходного звена пневмодвигателя, связанного с исполнительным механизмом автомата или машины. В пневмолинии устанавливаются различные устройства, поддерживающие заданные давление и расход рабочего газа, придающие ему необходимые качественные показатели, предназначенные для содержания рабочего газа с целью его дальнейшего использования, а также средства контроля и измерения параметров рабочего газа.

Установки, включающие компрессоры, пневмолинии с включенными в них устройствами для придания рабочему газу определенных свойств и параметров их контроля и измерения, а также его хранения называют компрессорными установками (пневмосистемами).

Применение пневмосистем позволяет:

- допускать большие скорости потоков сжатого воздуха (10 м/с и более), благодаря малой вязкости воздуха;

- иметь относительно небольшие потери в пневмолиниях, благодаря чему их протяженность может достигать сотен метров и более;

- использовать их в условиях с повышенными требованиями пожарной безопасности, т. к. сжатый воздух не образует горючих и взрывоопасных смесей;

- обходиться без возвратных пневмолиний, что обеспечивает упрощение пневмосистем и снижение массы пневмосети, т. к. сжатый воздух не загрязняет окружающую среду;

- надежно и долго работать в пыльной и влажной средах.

Оборудование и расчет пневмолиний. Для изготовления пневмолиний используются стальные водогазопроводные трубы различных диаметров.

При транспортировании по трубам воздух загрязняется конденсатом, ржавчиной и пр., целесообразно использование оцинкованных труб и из коррозионностойкой нержавеющей стали. Соединение труб между собой осуществляют сваркой, а их присоединение к оборудованию – с помощью резьбовых соединений и фланцев. Для присоединения пневмодвигателей и других устройств пневмопривода используют гибкие рукава.

Выполняют геометрический, прочностной и аэродинамический расчеты пневмолиний.

В геометрическом расчете определяют необходимый диаметр пневмолинии. Задаваясь скоростью воздуха в пневмолинии (10 м/с и более), по уравнению (2.1) определяют необходимый диаметр пневмолинии и выбирают трубу по сортаменту.

Расчет пневмолиний на прочность сводится к проверке толщины стенок трубы. Прочность тонкостенных труб (под тонкостенными понимают трубы, у которых отношение наружного диаметра D к толщине ее стенки δ; удовлетворяет условию D / δ; ≥16, или D / d <1,7, где d – внутренний диаметр сечения трубы), нагруженных внутренним статическим давлением, при котором можно пренебречь дополнительными напряжениями, возникающими вследствие овальности (эллиптичности) сечения трубы, может быть проверена на продольный разрыв по формуле

, (2.63)

где [ σ;_Р] – допустимое напряжение разрыва материала трубы, которое обычно выбирается равным 30…35 % величины временного сопротивления, Па; Р _mах – максимальное давление воздуха (принимается равным давлению на выходе из компрессора), Па.

Для толстостенных труб (D/δ < 16), у которых напряжение изменяется от максимального значения на внутренней стенке до минимального на наружной стенке, применяют формулу Ляме

(2.64)

Допустимое напряжение разрыва материала трубы [ σ;_Р] определяют по формуле

, (2.65)

где – предел прочности материала трубы, Па; К _б – коэффициент безопасности (запаса прочности по пределу прочности).

Фирма Parker (США) рекомендует значения коэффициента безопасности К _б = 2…8:

для участков с плавноизменяющимся давлением – К _б ≥ 2,

для участков с ненапряженным режимом работы – К _б ≥ 3,

при пульсациях и пиках давления – К _б ≥ 6.

По принятому стандартному диаметру трубопровода уточняется скорость движения рабочей среды на различных участках пневмолинии

(2.66)

и режим ее движения

, (2.67)

где – кинематическая вязкость сжатого воздуха, м²/с.

В аэродинамическом расчете определяют потери давления сжатого воздуха в пневмолиниях. По сравнению с движением капельной жидкости движение газов отличается рядом особенностей, обусловленных различием их физических свойств (в частности, зависимостью плотности газов от их давления и температуры).

Изменение удельной энергии газа на элементарном участке пневмолинии длиной dl можно выразить уравнением

. (2.68)

Пренебрегая в уравнении (2.68) изменением удельной кинетической и потенциальной энергии положения, значения которой намного меньше изменения удельной потенциальной энергии состояния (энергии давления), и принимая для элементарного участка , получим

. (2.69)

Из уравнения сплошности течения (1.27) для газов для пневмолинии постоянного сечения () можно записать , тогда

. (2.70)

При отсутствии тепловой изоляции пневмолинии и изменении скорости газа по ее длине не более чем в 2 раза температура газа по длине пневмолинии остается практически одинаковой (T = const), и в пневмолинии имеет место изотермический процесс. Тогда из уравнения состояния газа можно записать зависимость между давлениями и плотностями газа , откуда . Подставляя значение в уравнение (2.70), получим

. (2.71)

В общем случае коэффициент гидравлического трения зависит от режима движения и шероховатости стенок пневмолинии, т. е. .

Принимая относительную шероховатость неизменной по всей длине пневмолинии и учитывая, что при изотермическом течении газа его вязкость останется постоянной (), при постоянном расходе газа в пневмолинии значение критерия Рейнольдса также будет постоянным, а следовательно, коэффициент гидравлического трения можно считать неизменным по длине пневмолинии.

Тогда, интегрируя уравнение (2.71) от 0 до l (правую часть) и от Р ₁ до Р ₂ (левую часть), получим

или

. (2.72)

Преобразуем левую часть уравнения (2.72)

.

Тогда падение давления в пневмолинии длиной l и диаметром d будет равно

. (2.73)

Нетрудно видеть, что полученное уравнение отличается от формулы Дарси-Вейсбаха (1.174) только множителем .

При относительном изменении давления (пневмолинии) сжимаемостью пренебрегать нельзя, и определение падения давления следует производить по формуле (2.73).

Коэффициент гидравлического трения λ; определяют по методике, подробно изложенной в пункте 1.

Потери давления в местных сопротивлениях определяют по формуле Вейсбаха

, (2.74)

где ∑ξ; – сумма коэффициентов местных сопротивлений, выбираемых из справочной литературы.

Поршневые и центробежные компрессоры. Компрессорами называют машины, предназначенные для сжатия газов от атмосферного (или выше) до давлений 3×10⁵ Па и более. По способу действия компрессоры подразделяются на объемные и лопастные. В свою очередь объемные компрессоры можно подразделить на поршневые и ротационные, а лопастные – на центробежные и осевые.

Поршневые компрессоры делятся на одно- и многоступенчатые. В одноступенчатых компрессорах сжатие осуществляется в одной ступени, в одном цилиндре компрессора. В многоступенчатых компрессорах сжатие газа производится последовательно в нескольких ступенях, вследствие чего удается достигнуть большой степени повышения давления газа. .

Компрессоры используются в различных отраслях пищевой промышленности: на пивоваренных и спиртовых заводах – для производства жидкого диоксида углерода и сухого льда, на мукомольных и хлебопекарных заводах – для организации пневмотранспортирования муки, они входят в состав холодильных установок, используемых в настоящее время не только на мясных и молочных комбинатах, но и на других предприятиях (например, на хлебозаводах для получения охлажденной воды, используемой для получения замесов при производстве некоторых сортов хлеба), а также в состав пневмопривода пищевых машин и автоматов.

Рассмотрим устройство и принцип действия одноступенчатого поршневого компрессора (Рис 2.61). Сжатие газа в поршневом компрессоре осуществляется в цилиндре 2 за счет возвратно-поступательного движения поршня 1 от кривошипно-шатунного механизма 3. При всасывающем ходе поршня 1 сверху вниз газ расширяется и всасывается в цилиндр. При ходе поршня снизу вверх происходит сжатие газа, а затем его нагнетание. Всасывание осуществляется через всасывающий пружинный клапан 5, а нагнетание – через нагнетательный пружинный клапан 8, которые установлены в клапанных коробках 6 и 7. При сжатии газа происходит уменьшение объема газа и повышение его давления. Как следует из уравнения Клапейрона-Менделеева (2.83) при этом увеличивается температура газа. Для отвода теплоты, выделившейся при сжатии газа, служит водяная рубашка 4, которая окружает цилиндр компрессора 2. Водяная рубашка представляет собой полый цилиндр, в котором циркулирует охлаждающая вода. Таким образом, компрессоры работают на принципе изменения состояния газа: давление в газе создается за счет уменьшения его объема, сопровождающегося повышением температуры.

Рассмотрим процессы сжатия газа в одноступенчатом и многоступенчатом поршневых компрессорах. Построим теоретическую индикаторную диаграмму, которая называется график зависимости давления газа от его удельного объема (Рис 2.62, а).

Всасывание газа в цилиндр начнется в точке 1 в момент открытия всасывающего клапана К ₁ и будет происходить при постоянном давлении Р₁ до точки 2. Объем всасываемого газа равен V ₁. В точке 2 начнется обратный нагнетательный ход поршня. Удельный объем газа будет уменьшаться, а давление возрастать. В точке 3 закончится процесс сжатия, откроется нагнетательный клапан К ₂. Давление в газе возрастет до а объем уменьшится до V ₂, и газ будет выталкиваться поршнем из цилиндра. В точке 4 процесс нагнетания закончится, откроется всасывающий клапан К _1, и давление в цилиндре снизится до . Затем цикл работы компрессора повторится. Площадь 12341 изображает теоретическую работу L _T, совершаемую компрессором за один оборот его вала, площадь 03'340 – работу L ₁ нагнетания газа, площадь 3'2'233' – работу сжатия газа L ₂ и площадь 02'210 – работу всасывания газа L ₃. Площадь 12341 = площадь 03'340 + площадь 3'2'233' – площадь 02'210 или L _T = L ₁ + L ₂ - L ₃. Это выражение определяет теоретическую работу сжатия газа (в Дж/кг) поршневым компрессором.

В зависимости от характера сжатия газа в цилиндре поршневого компрессора возможны изотермический, адиабатический и политропический процессы. Изотермический процесс сжатия – это процесс, происходящий при постоянной температуре. Он может быть осуществлен только в случае интенсивного охлаждения цилиндра компрессора, когда вся теплота, выделяющаяся при сжатии, отводится от газа через стенки цилиндра охлаждающей водой. Практически изотермический процесс сжатия неосуществим, однако он является идеальным процессом для охлаждаемых компрессоров. Работа изотермического сжатия газа

. (2.75)

Политропический процесс сжатия – это процесс, происходящий при теплообмене газа с окружающей средой. Он описывается уравнением Пуассона

, (2.76)

где m – показатель политропы сжатия.

Работа сжатия

. (2.77)

Теоретическая работа адиабатического сжатия 1 кг газа в многоступенчатом компрессоре от начального давления Р ₁ до конечного Р ₂ определяется по формуле

, (2.78)

где k – показатель адиабаты; n – число ступеней сжатия.

Адиабатический процесс происходит без теплообмена газа со стенками цилиндра, вся теплота сжатия идет на нагревание газа. Он является идеальным процессом для неохлаждаемых компрессоров.

Политропический процесс сжатия может осуществляться как с частичным отводом теплоты (тогда 1< m < k), так и с подводом теплоты извне к сжимаемому газу (тогда m > k).

Если сравнить работы сжатия газа для всех этих процессов, то наименьшая работа сжатия при одной и той же степени повышения давления будет для изотермического процесса, больше будет работа для адиабатического процесса, а наибольшей – для политропического процесса при m > k.

В отличие от теоретической индикаторной диаграммы действительная рабочая диаграмма l'234'1' (Рис 2.62, б), учитывает наличие у реального компрессора так называемого «мертвого» пространства в цилиндре, к которому относится пространство между поршнем в крайнем «мертвом» положении и крышкой цилиндра. Сжатый газ при давлении Р ₂ остается в «мертвом» пространстве и не выталкивается из цилиндра компрессора в нагнетательную трубу. При всасывающем ходе поршня сжатый газ расширяется по линии 4' - 1' и только в точке 1' открывается всасывающий клапан. Поэтому процесс всасывания газа в цилиндр изображается прямой линией 1' - 2. Диаграмма, изображенная заштрихованной фигурой l'234'1', называется действительной рабочей диаграммой поршневого компрессора.

Действительная индикаторная диаграмма поршневого компрессора, которая записывается с помощью специального прибора – индикатора, изображена на Рис 2.62, б (заштрихованная фигура). Ее отличие от действительной рабочей диаграммы (Рис 2.62, a) состоит в том, что, во-первых, на линии всасывания 1' - 2 давление всасывания будет меньше , т. к. для открытия пружинного всасывающего клапана требуется затратить дополнительное давление ΔР ₁, во-вторых, при нагнетании сжатого газа нагнетательный клапан открывается не мгновенно и для своего открытия требует дополнительной разности давлений ΔР ₂.

Давления, до которых сжимаются газы, достигают больших значений. Однако в одной ступени можно достигнуть степени повышения давления, не превышающей определенного предела. Пределы сжатия газа в одной ступени поршневого компрессора обусловливаются температурным пределом степени повышения давления, который определяется термостойкостью смазочных масел, служащих для смазки цилиндров и поршневых колец поршня компрессора.

Температурный предел степени повышения давления ε; = 7. Наличие «мертвого» пространства также сильно влияет на подачу компрессора, поскольку сжатый газ при больших ε; может поместиться в этом пространстве и затем при всасывании расшириться и заполнить весь объем цилиндра. Предельная степень повышения давления из-за наличия «мертвого» пространства ε; = 10. Поэтому для сжатия газа до больших давлений применяют многоступенчатое сжатие, т. е. сжатие газа осуществляют последовательно в нескольких цилиндрах компрессоров.

Схема трехступенчатого компрессора приведена на Рис 2.63.

Газ последовательно сжимается в трех цилиндрах – в трех ступенях 1 – 3 компрессора. Между 1, 2 и 2, 3 ступенями газ охлаждается в холодильниках 4 и 5 до начальной температуры Т ₁. Степень повышения давления в 1 ступени ε;₁ = p ₃/ р ₂ во 2 ступени ε;₂ = р ₃/ p ₂ и в 3 ступени ε;₃ = p ₄/ p ₃. Общая степень повышения давления в поршневом компрессоре ε; = р ₄/ р ₁.

Обычно промежуточные давления выбирают таким образом, чтобы степени повышения давления были равны ε;₁ = ε;₂ = ε;₃ = ε;_р, поскольку в этом случае обеспечивается экономически наивыгоднейшие режимы работы многоступенчатого компрессора.

Очевидно,что если , то степень

расширения в одной ступени .

В общем случае при n ступенях поршневого многоступенчатого компрессора

, (2.79)

где k_n = 1,10…1,15 – коэффициент потерь давления при течении газа между ступенями ε;_Р принимается равным 3…5.

Прологарифмировав (2.79), получают выражение для числа ступеней сжатия

. (2.80)

Обычно число ступеней сжатия в поршневых компрессорах не превышает 7.

Теоретическая индикаторная диаграмма трехступенчатого компрессора состоит из трех диаграмм ступеней сжатия газа (Рис 2.64). Линии всасывания в цилиндрах будут линиями 1 – 2, 5 – 4 и 5 – 7; политропы сжатия газа – кривые 2 – 3, 4 – 6 и 7 – 9 и линии нагнетания 3 – 5, 6 – 8, 9 – 10. Вследствие охлаждения газа в холодильниках между 1 и 2 и 2 и 3 ступенями объем всасываемого газа во 2 и 3 ступенях уменьшается на величины 4 – 3 и 7 – 6. Подача многоступенчатого компрессора равна подаче одной ступени.

Центробежные компрессоры называются также турбокомпрессорами и турбогазодувками. В центробежных компрессорах сжатие газа осуществляется за счет работы центробежных сил, которые приводят к повышению давления и температуры сжатого газа. В турбокомпрессорах создается давление, большее, чем 0,3 МПа, а в турбогазодувках – от 0,01 до 0,3 МПа. Основным рабочим органом многоступенчатого центробежного компрессора являются центробежные колеса 1 с лопастями 7, изогнутыми по спирали (Рис 2.65).

Колеса вращаются с большой скоростью, и газ, поступая из всасывающей трубы 3 в межлопастное пространство, под действием центробежных сил с большой скоростью выбрасывается в направляющий аппарат 4 с лопастями. Направляющий аппарат 4 служит для превращения скоростного напора в давление, т. к. каналы между его лопастями имеют постепенно увеличивающуюся большую площадь сечения, чем выходное сечение центробежного колеса. Из направляющего аппарата сжатый газ по обратному каналу 5 подводится ко второму центробежному колесу 1.

После выхода из направляющего аппарата последнего колеса сжатый газ поступает в спиральную камеру 2, а затем в нагнетательную трубу 6. Сжатый газ в турбокомпрессоре значительно нагревается, поэтому при большом числе ступеней газ охлаждается в промежуточных холодильниках.

В турбокомпрессоре осуществляется политропический процесс сжатия газа.

Степень повышения давления в турбокомпрессоре

, (2.81)

где z – число колес в турбокомпрессоре, шт.; u ₂ – окружная скорость кромки центробежного колеса турбокомпрессора, м/с; η;_г – гидравлический КПД.

Из уравнения (2.81) следует, что степень повышения давления в турбокомпрессоре тем больше, чем больше число ступеней турбокомпрессора, окружная скорость вращения его ротора и меньше температура всасываемого газа, Ε; уменьшается с увеличением объема всасываемого газа.

Основными параметрами работы компрессоров являются подача, мощность и напор.

Подачей компрессора называется количество воздуха, подаваемого в единицу времени в пневмолинию. Различают объемную Q (м³/с) и массовую М (кг/с) подачу поршневых компрессоров. Объемной подачей называется объем газа, подаваемый поршневым компрессором в единицу времени, пересчитанный на температуру и давление всасывания. Это необходимо потому, что газ сильно сжимается, и нагнетаемый объем будет значительно меньше всасываемого объема газа. Массовая подача – это масса газа, подаваемого в единицу времени:

. (2.82)

Плотность газа или воздуха, всасываемого поршневым компрессором, находится из уравнения Клайперона-Менделеева

,

откуда массовая подача

. (2.83)

Из уравнения (2.83) следует, что массовая подача зависит от давления и температуры всасываемого газа.

Теоретическая объемная подача (в м³/мин) одноступенчатого поршневого компрессора

, (2.84)

где F, S – площадь и ход поршня, соответственно м², м; n – частота вращения вала компрессора, мин^-1.

Действительная объемная подача будет меньше теоретической объемной подачи < , тогда

, (2.85)

где λ; – коэффициент подачи; λ; = (0,80…0,95) λ;₀; λ;₀ – объемный КПД компрессора, равный

, (2.86)

где ε;₀ = 0,03…0,08 – отношение объема входного пространства цилиндра к объему, описываемому поршнем; m = 1,20…1,35 – показатель политропы расширения сжатого газа, оставшегося во вредном пространстве.

Уменьшение действительной подачи по сравнению с теоретической зависит от ряда факторов. Во-первых, поршень не выталкивает весь сжатый газ из цилиндра, т. к. часть газа остается в «мертвом» пространстве цилиндра. Эта часть газа расширяется при всасывающем ходе поршня и занимает часть объема цилиндра, вследствие чего происходит недонаполнение цилиндра. Во-вторых, часть газа утекает через неплотности поршневых колец, служащих для уплотнения поршня со стенками цилиндра, через клапаны и сальники. И, наконец, всасываемый газ нагревается от стенок цилиндра и от смешения с нагретым газом «мертвого» пространства. Коэффициент подачи зависит от величины «мертвого» пространства, степени повышения давления и от других факторов.

Теоретическую или индикаторную мощность поршневого компрессора (кВт) рассчитывают по формуле

, (2.87)

где L _пол – политропическая работа сжатия 1 кг газа.

Так как показатель политропы на различных стадиях сжатия газа является переменной величиной, то вводят понятие о тепловых КПД компрессоров. Работу сжатия газа в охлаждаемых компрессорах характеризует изотермический КПД

, (2.88)

где η;_из = 0,65…0,75.

Работу сжатия газа в неохлаждаемых компрессорах характеризует адиабатический КПД

, (2.89)

где η;_ад = 0,60…0,75.

Теоретическая мощность для охлаждаемых компрессоров

. (2.90)

Для неохлаждаемых поршневых компрессоров теоретическая мощность будет равна

. (2.91)

Под напором понимают величину энергии, сообщаемую единице веса воздуха, проходящего через компрессор.

Действительный напор (в м) для идеального газа при политропическом сжатии в одной ступени рассчитывают по формуле

, (2.92)

где g – ускорение свободного падения.

Напор, развиваемый одним колесом турбокомпрессора, определяется по формуле

, (2.93)

где η;_г = 0,5 – гидравлический КПД; u ₂ – окружная скорость на кромке центробежного колеса, м/с.

Напор, развиваемый многоступенчатым турбокомпрессором,

, (2.94)

где z – число колес в турбокомпрессоре, шт.

В многоступенчатых турбокомпрессорах (при больших степенях сжатия) в связи с существенным изменением объема газа по направлению выхода рабочие колеса делают меньших размеров (меньшего диаметра или меньшей ширины).

Характеристики центробежных компрессоров имеют такой же вид, как и характеристики центробежных насосов и вентиляторов (см. Рис 2.29 и 5.55), а поршневых компрессоров – как объемных насосов (см. Рис 2.41 – 5.43, 5.45). Положение рабочей точки определяется на пересечении характеристик сети и компрессора.

Регулирование подачи поршневых компрессоров можно осуществлять изменением частоты вращения коленчатого вала кривошипно-шатунного механизма или другими методами.

На практике для изменения подачи компрессора используют частичное перекрытие всасывающей пневмолинии.