Поршневые компрессоры

Устройство и работа поршневого компрессора. Поршневые ком­прессоры по конструктивным признакам сходны с поршневыми насосами. Конструктивная схема одноступенчатого компрессора с цилиндром двойного действия и индикаторная диаграмма пред­ставлены на рис. 64. Цилиндр компрессора, закрытый с обеих сторон крышками, имеет две полости. В стенках цилиндра в спе­циальных коробах расположены всасывающий и нагнетательный клапаны, которые открываются л закрываются автоматически под действием перепада давлений между рабочей, полостью и соответ­ствующей камерой (всасывающей либо нагнетательной).

Цилиндры поршневых компрессоров чаще всего охлаждаются водой. Для этого в них предусмотрена специальная водяная рубашка. Небольшие компрессоры выполняют с воздушным ох­лаждением, а их поршень соединен непосредственно с шату­ном (бескрейцкопфные компрессоры). В месте прохода штока через крышку цилиндра помещается уплотнение, называемое сальником.

Перепад давлений, обеспечивающий открытие клапанов и пре­одоление их гидравлических сопротивлений, определяет допол­нительные затраты работы по сравнению с идеальным компрес­сорным циклом (см. заштрихованные площадки на индикаторной диаграмме рис. 64).

 

 

 

 

 

Рис. 64. Одноступенчатый порш­невой компрессор двустороннего действия:

а — общая схема: / — цилиндр; 2 — поршень; 3 — шток; 4 — крейцкопф; 5 — шатун; 6 — кривошип; 7, 8 — всасывающий и нагнетательный кла­паны; б — индикаторная диаграмма: 1...5— точки процесса

 

В рабочей полости цилиндра в конце нагнетания всегда остает­ся газ объемом V_M, который называется мертвым объемом. Его величина определяется в основном размерами зазора между порш­нем, находящимся в крайнем положении, и крышкой цилиндра. Зазор необходим для исключения удара поршня о крышку.

Отношение объема мертвого пространства V_H к рабочему объему V_h называется относительным объемом мертвого простран­ства:

a = V_M/V_h

В большинстве цилиндров компрессоров а < 0,05. Остаток газа в мертвом пространстве расширяется по линии 3—4 (см. рис. 64 noэтому всасывание газа начинается не в начале хода поршня, а в конце процесса расширения, т. е. в точке 4. Следовательно, объем V_B фактически поступившего в цилиндр газа оказывается меньше рабочего объема цилиндра.

Отношение объема всасываемого газа V_B к рабочему объему V_h называется объемным коэффициентом:

λ_υ = V_в/V_h

 

Считая процесс расширения (линия 3— 4) политропным, мож­но записать

V_B/V_M=(p₂/p₁)^1/n = ε^1/т_р

Отношение этих объемов может быть также представлено в сле­дующем виде;

V_B/V_M=(V_M - V_h -V_B)/V_m =1+(1/a)(1-λ_v)

откуда получаем объемный коэффициент

λ_v= 1-a(ε_p^1/n – 1) (8.20)

Для современных компрессоров λ_v = 0,7...0,9.

Из формулы (20) видно, что увеличение степени повышения давления ε_р при а = const приводит к снижению λ_v т.е. подач компрессора. В пределе при критическом значении ε_р^пред=(1+1/а)^т подача становится равной нулю (λ_v = 0). Если принять, например, а = 0,1; п= 1,2, то компрессор будет работать вхолостую ε_р = 17,8. Таким образом, в одной ступени компрессора можно достичь только определенных значений е_р.

Снижение подачи компрессора связано также с отсутствием герметичности цилиндра (возможны утечки газа через клапаны, сальники), подогревом газа в процессе всасывания и дру­гими причинами и в целом характеризуется коэффициентом по­дачи λ = V_д/V_т , где V_д — действительная, V_т - теоретическая подачи компрессора.

Для компрессоров, имеющих цилиндры простого действия

V_T = FSn₀ = V_hn₀ (8-21)

 

где F — площадь поршня; S— ход поршня; n₀ - частот вала.

 

Коэффициент подачи λ определяется при испытаниях машины и обычно составляет 0,6…0,85

Для увеличения подачи поршневых компрессоров необходимо увеличивать размеры цилиндров и поршней, в результате чего возрастает сила инерции возвратно-поступательных масс машины. Поэтому поршневые компрессоры проектируют с довольно низ­кими частотами вращения вала. С технико-экономических пози­ций подачу поршневого компрессора, равную 3,5 м³/с, следует считать предельной, хотя имеются и более мощные машины.

Мощность и КПД компрессора. Ранее отмечалось, что ком­прессоры выполняют обычно с водяным охлаждением цилиндра и его крышки. При этом обеспечивается довольно интенсивный теплообмен и процессы сжатия и расширения являются политропными со средними значениями показателей п = 1,35 и n = 1,2 (для двухатомных газов).

Точный расчет работы цикла компрессора производится по урав­нениям термодинамики реальных газов.

Расчет компрессоров с конечным давлением сжатия до 10 МПа по уравнениям термодинамики идеального газа дает результаты, весьма близкие к действительным, поэтому последующее изло­жение материала основано на теории компрессора идеального газа.

При высоких давлениях, применяющихся, например, при син­тезе химических продуктов, учет свойств реальных газов при рас­чете компрессора совершенно необходим.

Вычисляя работу, затрачиваемую на валу компрессора, можно пренебрегать влиянием мертвого пространства. Последнее не ока­зывает заметного влияния на потребление энергии компрессором, потому что работа, затрачиваемая на сжатие газа в объеме мерт­вого пространства, в значительной мере возвращается на вал в процессе расширения.

Для вычисления мощности компрессора воспользуемся отно­сительным изотермическим КПД, откуда получим: N = N_из/η_изη_м

Используя выражение удельной энергии изотермического ком­прессорного процесса L_из(Дж/кг) и значение массовой подачи компрессора М(кг/с), окончательно получим

N = ML_из/1000η_изη_м = p₁V₁ln(p₂/p₁)/ 1000η_изη_м

где p_t и p₂ — давления на всасывающей и нагнетательной сторо­нах, Па; V₁— объемная производительность компрессора (пода­ча) по условиям всасывания, м³/с; η_из — изотермический КПД, который зависит от интенсивности охлаждения и находится в пре­делах 0,65...0,85; п_м — механический КПД (для компрессоров в крейцкопфном исполнении η_м = 0,9...0,93, для малых бескрейцкопфных η_м = 0,8...0,85).

Характеристики и регулирование подачи. Компрессор обычно подключается к системе трубопроводов, на которых установленs запорные регулирующие и другие устройства. Совокупность этих устройств и трубопроводов называется сетью. Гидравлические свой­ства сети определяются ее характеристикой, т. е. зависимостью между расходом V_c и давлением р_с в сети. Характеристика большин­ства газовых сетей имеет вид параболы.

Одной из важных характеристик компрессора является зависимость между его подачей V_о ирабочим давлением.В расчетном режиме подача поршневого компрессора практически не зависит от развиваемого давления и характеристики для различных значений n₀, близки к вертикальным линиям (рис. 65).

Пересечение характеристик компрессора и сети определяют рабочую точку А и рабочие параметры машин — подачу и давление. Расход газа в сети по условиям работы потребителей обычно непостоянен. Во избежание резких колебаний давления газа в сети необходимо изменять подачу компрессоров так, чтобы он всегда соответствовала потреблению. Регулирование подачи ком­прессоров в настоящее время осуществляется следующими способами:

Ø отключением одной или нескольких машин при их параллельной работе на сеть;

Ø изменением частоты вращения вала ком­прессора;

Ø изменением объема мертвого пространства;

Ø дросселирование потока на всасывании;

Ø отжатием пластин всасывающего клапана.

 

Периодические остановки компрессора (отключение машины от сети) возможны лишь при значительном и, главное, длительном снижении потребления газа. Очень часто отключение машины приводит к чрезмерному перегреву электропривода и выход из строя.

Рис. 65. Характеристики ра­боты поршневого компрес­сора на различные сети и при различной частоте вра­щения вала (л;,, «о)

Изменение частоты вращения вала, как это видно из формулы (21) пропорционально изменяет подачу и индикаторную мощ­ность машины. Такое регулирование может быть осуществлено в установках с приводом от турбины, ДВС и электродвигателя переменного или постоянного тока.

 

 

Рис. 66. Индикаторная диаграмма одноступенчатого поршневого комп­рессора при регулировании подключением дополнительного мертвого объема (а) и дросселированием на всасывании (б)

Изменение объема мертвого пространства достигается подклю­чением к цилиндру отдельной полости постоянного или перемен­ного объема. Подключение дополнительного мертвого объема V_M^допуменьшает объем всасываемого газа (V'_B < V_B), так как политропа расширения 3—4' становится более пологой (рис. 66, о). Для удобства сравнения процесс расширения с V_M^доп изображен в сдвинутой системе координат. Новая политропа сжатия (линия 1—2') будет соответствовать меньшему объему подаваемого в сеть газа (V₂^′ < V₂). Bпределе объем мертвого пространства может быть таким, что политропы расширения и сжатия совпадут с линией 1—3, аподача станет равной нулю. Такой способ регулирования применяется на новейших компрессорах со средней и большой

подачей.

Дросселирование газа на всасывании осуществляется шибером или задвижкой. В результате падения давления перед компрессором объем всасываемого газа уменьшается с V_B до V_B^рег (рис. 66, б), а объем подачи уменьшается с V₂ до V₂^′ но при этом растут сте­пень повышения давления в цилиндре е_р и связанная с ней тем­пература. Во избежание воспламенения смазки, применяемой в цилиндрах, температура газа на нагнетании не должна превышать

 

Рис. 67. Автоматическое устрой­ство для регулирования

подачи дросселированием на всасывании: I — компрессор; 2 — трубка;

3 — бал­лон; 4 — поршневой механизм; 5 — дроссельная заслонка

 

 

160.., 170 *С. Схема автоматического регулирования такого типа по­казана на рис. 67. Если расход из баллона 3 в сеть уменьшается то при данной подаче компрессора 1 давление в баллоне 3 возрас­тает и, передаваясь по рубке 2 в полость поршневого механизма 4 воздействует на поршень, который, сжимая пружину, прикрывает дроссельную заслонку 5 и подача компрессора уменьшается, сравниваясь с расходом газа из баллона. Регулирующее устройство может быть настроено на требующуюся подачу натяжением пру­жины поршневого механизма 4. Благодаря простоте и автоматич­ности действия этот способ регулирования широко применяется при высоких степенях сжатия, но энергетическая эффективна его невысока.

Отжимание пластин всасывающего клапана, как способ регули­рования подачи, осуществляется по схеме, показанной на рис. 68. Если вследствие уменьшения расхода в сети давление в баллоне повысится, то повышенное давление, передаваясь по импульсной трубке 1 к поршневому механизму 4, преодолеет натяжение пру­жины и подвинет вниз поршень 5. Шток поршня имеет на конце вилку 3, рожки которой будут препятствовать пластине всасывающего клапана садиться на седло. при этом сжатие и подача газа не произойдут, потому что всасывающий клапан будет открыт и газ из цилиндра будет выталкиваться во всасывающий трубопровод. Вследствие этого произойдет пропуск сжатия и подачи. Это будет продолжаться до тех пор, пока давление в баллоне 2 не понизится и поршень 5 не приведет вилку З внормальное положение, не пре­пятствующее пластине клапана А плотно садиться на место. Таким образом, уменьшение подачи компрессора достигается здесь про­пусками подачи. Это очень простой способ регулирования, но энер­гетическая эффективность его мала, так как на холостой ход при пропуске подачи затрачивается не менее 15 % полной мощности

 

 

Рис. 68. Регулирование подачи отжиманием пластин всасываюшего клапана:

/ — импульсная трубка; 2 — баллон; 3 — вилка; 4 — поршневой механизм; 5 – поршень

 

Такой способ регулирования применяется для компрессоров с лю­быми степенями сжатия и подачами.

Отжим клапанов линии всасывания в течение всего хода пор­шня приводит, как указывалось, к пропускам подачи, т.е. к сни­жению подачи компрессора до нуля.

В настоящее время применяют отжим клапанов на части хода поршня, получая возможность плавного изменения подачи от номинальной до 0,1 номинальной.

Многоступенчатые компрессоры. Одноступенчатые поршне­вые компрессоры с водяным охлаждением цилиндра применя­ются в основном для сжатия газов до давления менее 0,6 МПа. Более высокое давление получают в многоступенчатых комп­рессорах с охлаждением газа в холодильнике после каждой сту­пени.

При сжатии газа температура его повышается. В табл. 4 при­ведены конечные температуры воздуха, сжимаемого при различ­ных условиях в компрессоре с D = 0,7 м, от начальной темпера­туры t₁ = 293 К. Так как компрессорные смазочные масла имеют температуру вспышки 493... 533 К, то конечная температура сжа­тия 493... 443 К, получаемая при ε_р = 8, является опасной, Элек­трические разряды невысокого потенциала, возникающие в про­точной части компрессоров, могут вызвать возгорание нагара и затем при достаточной концентрации масляных паров в воздухе взрыв компрессора. Это ограничивает степень повышения давле­ния в одном цилиндре компрессора.

 

В современных компрессорах с водяным охлаждением сте­пень повышения давления в одном цилиндре выше семи встре­чаются редко. В отечественных конструкциях большой подачи ε_р ≤ 4. Если степень повышения давления компрессора превы­шает семь, то процесс сжатия ведут в нескольких последова­тельно включенных полостях — ступенях давления — и при переходе из одной ступени в другую газ охлаждают впромежуточ­ных охладителях.

Для достижения заданной степени повышения давления (ε_р ) принимают следующее количество ступеней (z)

ε_{p …………….. до 6 6…30 30…100 100…150 свыше 150}

_{я ……………… 1 2 4 5 6 и более}

 

Табл. 4. Температура сжатия при адиабатном и политропном процессах

εр = р2/р1	Конечная температура воздуха, К
Адиабатное сжатие	Политропное сжатие с охлаждением цилиндра	Политропное сжатие с охлаждением цилиндра и крышки

 

Увеличение количества ступеней усложняет конструкцию и уве­личивает стоимость компрессора. Это обстоятельство обусловли­вает предел увеличения количества ступеней современных компрессоров.

Многоступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением при­ближает рабочий процесс компрессора к изотермическому, по­этому при заданной степени повышения давления компрессора применение ступенчатого сжатия обеспечивает существенную номинальную мощности приводного двигателя.

Мощность многоступенчатого компрессора. В многоступенчатых компрессорах с числом ступеней Z при одинаковых работах отдельных ступеней изотермическая мощность компрессора опреде­ляется по формуле

N_из = p₁Q₁*ln(p₂/p₁)*z/1000

Мощность на валу компрессора при указанном условии

N_из = p₁Q₁*ln(p₂/p₁)*z/1000η_изη_м

Если работа отдельных ступеней неодинакова, то мощность на валу компрессора определяется как сумма мощностей отдельных ступеней.

Конструктивные типы компрессоров. Многоступенчатые компрессоры выполняются в двух основных вариантах: с дифференциальными поршнями и несколькими ступенями сжатия; со сту­пенями сжатия в отдельных цилиндрах. Рассмотрим некоторые из них.

В двухступенчатом компрессоре с дифференциальным поршнем дву­стороннего действия (рис. 69) ступени сжататия разнесены по обе стороны дифференциального поршня. При движении поршня вправо происходит всасывание в первую ступень, сжатие и выталкивание во второй ступени. Когда поршень начинает двигаться влево, в пер­вой ступени происходит сжатие, а во второй — всасывание газа.

Компрессоры общего назначениясо ступенями сжатия в отдель­ных цилиндрах выполняются с вертикальным, горизонтальными и угловым расположением осей цилиндров (рис. 70).

Рис. 69. Схема двухсту­пенчатого компрессора с дифференциальным поршнем

 

 

Вертикальные компрессоры занимают небольшую площадь и имеют хорошую устойчивость. Они выпускаются многорядными (до шести рядов цилиндров) и мно­гоступенчатыми (до шести ступеней сжа­тия) на подачу до 1,67 м³/с и широкий диапазон давлений (до 85 МПа).

Горизонтальные компрессоры более ти­хоходны, чем вертикальные, и занимают больше места, но их обслуживание более удобно. Трубопроводы и аппаратуру гори­зонтальных компрессоров можно размещать в подвале, освобождая тем самым площад­ку для обслуживания. Горизонтальные ком­прессоры строятся на среднюю и большую (от 0,83 до 6 м³/с) подачи и широкий диапазон давлений (до 85 МПа).

Угловые компрессоры выпускаются с вертикально-горизонталь­ным и наклонным V- и W-образным расположением осей цилин­дров на подачу до 3 м³/с и давление до 40 МПа. Характерные особенности угловых компрессоров — хорошая уравновешенность, небольшая масса, компактность и высокая частота вращения вала (до 16,7 1/с) предопределили их широкое применение в промыш­ленности.

Согласно ГОСТ 18985—73 воздушные поршневые компрессо­ры на избыточное давление 0,78 МПа бывают (табл. 5):

бескрейцкопфные с V-образным расположением осей ци­линдров (обозначаются ВУ) на подачу 0,05 и 0,1 м³/с;

крейцкопфные с прямоугольным расположением осей ци­линдров (ВП) на подачу 0,166; 0,332 и 0,5 м³/с;

 

Рис. 70. Схемы двухступенчатых компрессоров с вертикальным (а), горизонтальным (б) и угловым (в) расположением осей цилиндров

 

крейцкопфные оппозитные с горизонтальным распо­ложением осей цилиндров (ВМ) на подачу 0,83 и 1,66 м³/с.

Компрессоры типа ВМ, называемые оппозитными, получили в последнее время широкое распространение. Это объясняется многими причинами и главным образом тем, что благодаря про­тивоположному движению поршней (при угле между коленами вала 180*) они легко балансируются динамически и допускают частоту вращения, в 2... 3 раза большую, чем компрессоры дру­гих типов. Компрессоры ВМ являются горизонтальными и требу­ют малых высот при относительно больших площадях помещений.

Табл. 5. Характеристики компрессоров общего назначения

Тип компрессора	Номинальная подача при заданных услониях всасы­вания (предельное отклпе­ние 5 %), mj/c (м'/мин)	Удельный рас­ход МОЩНОСТИ, кВт/(м'/мин), не более	Масса, кг, не более
ВУ	С воздушным охлаждением	0,050 (3) 0,100 (6)	6,5	540 690
	С водяным охлаждением	0,100 (6) 0,050 (3)	6,2	690 540
ВП		0,166(10) 0,332 (20) 0,500 (30)	5,7 5,6 5,3	1350 2800 4000
ВМ	—	0,830 (50) 1,660 (100)	5,4 5,4	7900 14 500

 

 

Рис. 71. Схема двухступенчатого оппозитного компрессора типа ВМ:

/ — воздухоохладитель; 2 — электродвигатель; 3 — цилиндр первой i всасывающий патрубок; 5— нагнетательный патрубок; 6 — цили

пени

 

При большом количестве ступеней давления или высокой по­даче с разделением ее на два цилиндра оппозитный компрессор может быть выполнен многорядным.

В условных обозначениях угловых и горизонтальных компрес­соров имеются особенности. Например, марка компрессора ВУ-3/8 в соответствии с ГОСТ 18985—73 означает: V-образный компрессор с подачей 0,5 м^э/с (30 м³/мин) и конечным избыточ­ным давлением 0,78 МПа, а марка компрессора 2BM-I0-50/8 — двухрядный оппозитный компрессор с поршневым усилием 100 кН, конечным давлением 0,78 МПа и подачей 0,83 м³/с (50 м³/мин).

На рис. 71 показан оппозитный компрессор типа ВМ с двумя ступенями сжатия. Воздух через всасывающий патрубок 4 посту­пает в цилиндр первой ступени сжатия 3, где сжимается до давле­ния около 0,3 МПа, и затем направляется в промежуточный воз­духоохладитель 1. После охлаждения там до температуры 30...40 °С воздух дожимается в цилиндре второй ступени 6 и подается в на­гнетательный патрубок 5. Приводной электродвигатель 2 распо­ложен на конце коленчатого вала.

 

Литература:

1. Быстрицкий Г.Ф. Энергосиловое оборудование промышленных предприятий. Уч. пособие.М.,»Академия», 2003

2. Лыков А.Н. Автоматизация технологических процессов и производств.Уч. пособие. Эл. вид.Пермь – 2007