Поршневые компрессоры. 
Теплотехника и энергосиловое оборудование промышленных предприятий

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. 7.64. Цилиндр компрессора, закрытый с обеих сторон крышками, имеет две полости. В стенках цилиндра в специальных коробах расположены всасывающий и нагнетательный клапаны, которые открываются и 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.

Рис. 7.64. Одноступенчатый поршневой компрессор двустороннего действия:

а — общая схема: 1 — цилиндр; 2 — поршень; 3 — шток; 4 — крейцкопф; 5 — шатун; 6 — кривошип; 7, 8 — всасывающий и нагнетательный клапаны; б — индикаторная диаграмма: I…5 — точки процесса 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. 7.64).

В рабочей полости цилиндра в конце нагнетания всегда остается газ объемом К_м, 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_w к рабочему объему V_h называется относительным объемом мертвого пространства:

В большинстве цилиндров компрессоров а < 0,05. Остаток газа в мертвом пространстве расширяется по линии 3—4 (см. рис. 7.64), поэтому 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 на величину V_u + V_p (см. рис. 7.64, б).

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

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

Отношение этих объемов может быть также представлено в следующем виде:

откуда получаем объемный коэффициент.

Для современных компрессоров Х" = 0,7 …0,9.

Из формулы (7.20) видно, что увеличение степени повышения давления г_р при а = const приводит к снижению Х" т. е. подачи компрессора. В пределе при критическом значении Е^^ред = (1 + 1 /а)" подача становится равной нулю (Х" = 0). Если принять, например, а = 0,1; п= 1,2, то компрессор будет работать вхолостую при г_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 X = VJ У_т, где У_л — действительная, а К_т — теоретическая подачи компрессора.

Для компрессоров, имеющих цилиндры простого действия,.

где F— площадь поршня; S — ход поршня; п₀ — частота вращения вала.

Коэффициент подачи X 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 п = 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:

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

где Pi и р₂ — давления на всасывающей и нагнетательной сторонах, Па; V_x — объемная производительность компрессора (подача) по условиям всасывания, м³/с; — изотермический КПД, который зависит от интенсивности охлаждения и находится в пределах 0,65 …0,85; Т1″ — механический КПД (для компрессоров в крейцкопфном исполнении ц_м = 0,9…0,93, для малых бескрейцкопфных г|_м = 0,8 …0,85).

Характеристики и регулирование подачи. Компрессор обычно подключается к системе трубопроводов, на которых установлены 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 V₀ и рабочим давлением р₂: p₂=f (V_{з) — В расчетном режиме подача поршневого компрессора практически не зависит от развиваемого давления и характеристики р₂ = /(V₀) для различных значений п₀ близки к вертикальным линиям (рис. 7.65).

Пересечение характеристик компрессора и сети определяет 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 она всегда соответствовала потреблению. Регулирование подачи компрессоров в настоящее время осуществляется следующими способами: отключением одной или нескольких машин при их параллельной работе на сеть, изменением частоты вращения вала компрессора, изменением объема мертвого пространства цилиндра, дросселированием потока на всасывании и 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 выходу его из строя.

Рис. 7.65. Характеристики работы поршневого компрессора на различные сети и при различной частоте вращения вала (п‘₀, пЦ).

Изменение частоты вращения вала, как это видно из формулы (7.21) пропорционально изменяет подачу и индикаторную мощность машины. Такое регулирование может быть осуществлено в установках с приводом от турбины, ДВС и электродвигателя постоянного тока. Электродвигатели переменного тока как основной вид привода поршневых компрессоров чаще всего не приспособлены для регулирования частоты их вращения.

В последнее время для изменения частоты вращения вала широко используется применение на приводных двигателях тиристорных преобразователей частоты, что позволяет регулировать подачу компрессора.

Изменение объема мертвого пространства достигается подключением к цилиндру отдельной полости постоянного или переменного объема. Подключение дополнительного мертвого объема V?^on уменьшает объем всасываемого газа (V'_B < Н_в), так как политропа расширения 3— 4' становится более пологой (рис. 7.66, а). Для удобства сравнения процесс расширения с V?^on изображен в сдвинутой системе координат. Новая политропа сжатия (линия 1—2') будет соответствовать меньшему объему подаваемого в сеть газа (V₂< V₂). В пределе объем мертвого пространства может быть таким, что политропы расширения и сжатия совпадут с линией 1—3 и подача 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 Р_в^рсг (рис. 7.66, 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. 7.66. Индикаторная диаграмма одноступенчатого поршневого компрессора при регулировании подключением дополнительного мертвого объема (а) и дросселированием на всасывании (б).

Рис. 7.67. Автоматическое устройство для регулирования подачи дросселированием на всасывании:

• 1 — компрессор; 2 — трубка; 3 — баллон; 4 — поршневой механизм; 5 — дроссельная заслонка
• 160… 170 °C. Схема автоматического регулирования такого типа показана на рис. 7.67. Если расход из баллона 3 в сеть уменьшается, то при данной подаче компрессора 1 давление в баллоне 3 возрастает и, передаваясь по трубке 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 эффективность его невысока.

Отжимание пластин всасывающего клапана, как способ регулирования подачи, осуществляется по схеме, показанной на рис. 7.68. Если вследствие уменьшения расхода в сети давление в баллоне 2 повысится, то повышенное давление, передаваясь по импульсной трубке 7 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 3 в нормальное 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. 7.68. Регулирование подачи отжиманием пластин всасывающего клапана:

1 — 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. 7.4 приведены конечные температуры воздуха, сжимаемого при различных условиях в компрессоре с D = 0,7 м, от начальной температуры /j = 293 К. Так как компрессорные смазочные масла имеют температуру вспышки 493… 533 К, то конечная температура сжатия 493…443 К, получаемая при е_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? р < 4. Если степень повышения давления компрессора превышает семь, то процесс сжатия ведут в нескольких последовательно включенных полостях — ступенях давления — и при пе;

Таблица 7.4.

Температура сжатия при адиабатном и нолитронном процессах.

реходе из одной ступени в другую газ охлаждают в промежуточных охладителях.

Для достижения заданной степени повышения давления (е^) принимают следующее количество ступеней (г):

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 экономию мощности приводного двигателя.