Действительная индикаторная диаграмма поршневого компрессора

Принцип работы и индикаторная диаграмма идеального поршневого компрессора были рассмотрены в гл. 3. Отличие действительной индикаторной диаграммы компрессора от теоретической обусловливается вредным пространством, сопротивлением в клапанах, влиянием теплообмена, утечками воздуха, повышением температуры при всасывании воздуха и т. д. (рис. 17.2). На диаграмме, приведенной на рис. 17.2, точка а соответствует закрытию всасывающего клапана, точка b — открытию нагнетательного клапана, а точка с — его закрытию. Всасывающий клапан открывается в точке (I. Точки 1—4 соответствуют теоретической расчетной диаграмме работы компрессора с учетом вредного пространства.

Рассмотрим влияние основных указанных факторов на действительные процессы, протекающие в цилиндре компрессора.

Вредное пространство. В отличие от идеального в реальном компрессоре имеется вредное пространство Р₀, заключенное между крышкой цилиндра и днищем поршня, находящегося в верхней мертвой точке (ВМТ). Вред;

Рис. 17.2. Действительная индикаторная диаграмма поршневого компрессора.

ное пространство компрессора расположено главным образом в клапанах и подводящих к ним каналах. Как следует из диаграммы, при расширении воздуха, находящегося во вредном пространстве, уменьшается объем всасывания (линия 3—4). Всасывание воздуха из атмосферы начинается после того, как давление воздуха в цилиндре снизится до атмосферного (точка 4). Отношение объема вредного пространства V₀ к объему V_h, описываемому поршнем, называется относительным вредным объемом, т. е.

Величина относительного вредного объема обычно составляет 2—6% V_h и существенно влияет на производительность компрессора.

Сопротивление во всасывающих и нагнетательных клапанах. При рассмотрении идеального компрессора принималось, что давление всасывания равно атмосферному. В действительности из-за сопротивления во всасывающей магистрали и клапанах давление в цилиндре будет меньше атмосферного на величину p_v зависящую главным образом от скорости воздуха при прохождении его через клапан, размеров всасывающего трубопровода и сопротивления воздушного фильтра. Наибольшее разрежение в цилиндре компрессора создается в момент, предшествующий открытию клапана, поскольку этот перепад давления должен преодолеть усилие пружины, вес клапана и его инерцию. Потеря давления при всасывании составляет Др, «(0,05-^0,2)р_г Давление сжатия воздуха в цилиндре выше давления р., в нагнетательной магистрали на величину Ар₂ из-за сопротивления клапана и нагнетательного патрубка. Так же как при всасывании, наибольший перепад давления Ар₂ наблюдается в начальный момент открытия нагнетательного клапана в связи с преодолением силы пружины, веса и инерции пластины клапана.

На диаграмме р Vзаштрихованная площадь характеризует работу, затраченную на преодоление сопротивлении во всасывающих и нагнетательных клапанах и подводящих к ним каналах.

Влияние теплообмена. При рассмотрении идеального компрессора принималось, что процесс сжатия может протекать по изотерме, адиабате или политропе с постоянным показателем политропы п. В действительности в начале сжатия температура воздуха ниже температуры окружающих его стенок цилиндра. Поэтому на первой части хода поршня воздух дополнительно нагревается от стенок, и процесс сжатия протекает, но политропе с п > к, кривая сжатия проходит круче адиабаты.

По мере сжатия в дальнейшем температура воздуха повышается, и теплота от него начинает передаваться стенкам цилиндра, в результате чего показатель политропы становится меньше показателя адиабаты (п < к). Кривая сжатия в этом случае проходит более полого, чем адиабата. Таким образом, в отличие от теоретического процесса, протекающего в идеальном компрессоре, показатель политропы сжатия воздуха является переменной величиной. При расчетах компрессоров процесс сжатия с переменным показателем обычно заменяют процессом со средним постоянным показателем п = 1,2-И, 4.

Утечки воздуха. При утечках воздуха из цилиндра вследствие неплотности прилегания всасывающего клапана, поршневых колец или сальника кривые сжатия на диаграмме располагаются более полого, а кривая расширения — более круто.

Кривая сжатия при перетекании сжатого воздуха из нагнетательной магистрали через нагнетательный клапан в цилиндр проходит круче, а кривая расширения — более полого.

Утечка воздуха через неплотности в клапанах, поршне и сальнике, а также несвоевременное закрытие клапанов приводят к уменьшению производительности компрессора.

Отношение объема всасываемого воздуха V_x при давлении и температуре во всасывающем патрубке к рабочему объему цилиндра V_h называется коэффициентом подами и обозначается X:

Условно X можно представить в виде произведения двух коэффициентов:

где к_вс — индикаторный коэффициент всаеывания; А._)(|)ф — коэффициент эффективности всасывания.

Как следует из индикаторной диаграммы (см. рис. 17.2), часть рабочего объема цилиндра, равная AV' = V₄ — V₀, не используется вследствие расширения воздуха из вредного пространства. Отношение объема воздуха К,', действительно поступившего в цилиндр, к рабочему объему цилиндра V_h называется объемным коэффициентом:

или.

Объем воздуха V_A находят из отношения параметров в политроп ном процессе расширения воздуха из вредного пространства с показателем политропы п:

где p — степень повышения давления.

Подставляя в (17.5) значение V₄ и учитывая, что а = V₀/V_h, получаем.

Как следует из (17.7), объемный коэффициент зависит от величины вредного пространства, степени повышения давления и показателя политропы расширения.

В конце всасывания (точка а) давление воздуха всегда меньше атмосферного из-за сопротивления во всасывающей магистрали. Поэтому давление р_{ обеспечивается лишь в точке 1, вследствие чего наблюдается потеря рабочего объема.

Отношение объемов V" и V{, характеризующее уменьшение объема всасываемого воздуха из-за гидравлических потерь при всасывании, называется коэффициентом давления'.

Произведение объемного коэффициента на коэффициент давления называется индикаторным коэффициентом всасывания:

Коэффициент эффективности всасывания также может быть представлен в виде произведения двух частных коэффициентов — подогрева и герметичности Х_г:

На индикаторной диаграмме объем V" не отражает снижения производительности действительного компрессора по сравнению с идеальным вследствие повышения температуры воздуха в период всасывания от горячих поверхностей. Уменьшение массы газа в цилиндре в результате повышения температуры характеризуется коэффициентом подогрева Х_г

Коэффициент герметичности Х_Г характеризует снижение производительности компрессора в результате утечек через неплотности в поршневых кольцах, клапанах и сальниках.

Величина коэффициента эффективности всасывания а_иМ) зависит от конструкции компрессора, степени его изношенности, соблюдения правил эксплуатации и колеблется в пределах от 0,8 до 0,95.

Зная коэффициент подачи компрессора X, можем найти действительный объем всасываемого воздуха:

и производительность компрессора, м³/с:

где i — число всасывающих полостей компрессора; в компрессорах простого действия i = 1; п — частота вращения вала компрессора, об/мин; D — диаметр цилиндра, м; S — ход поршня, м.