Одноступенчатый компрессор

Типы компрессоров и единство термодинамических процессов, протекающих в них. Рабочий процесс идеального поршневого компрессора и изображение его в тепловой и рабочей диаграммах. Определение потребляемой мощности компрессора. Многоступенчатое сжатие.

Основные уравнения термодинамики газового потока. Располагаемая работа потока. Адиабатное истечение, критическая скорость и максимальный расход идеального газа. Комбинированное сопло Лаваля.

На практике при рассмотрении рабочих процессов машин, аппаратов и устройств, встречаются задачи изучении закономерностей движения рабочих тел (газов, пара и жидкостей).

Уравнение 1-го закона термодинамики для потока газа при следующих допущениях:

• движение газа по каналу установившееся и неразрывное;

• скорости по сечению, перпендикулярному оси канала, постоянны;

• пренебрегается трение частичек газа друг другу и о стенки канала;

• изменение параметров по сечению канала мало по сравнению их абсолютными значениями, имеет вид: q = Δu + Δe + lпрот. + lтехн.,

где Δe = (w22 – w12)/2 + g·(z2 –z1) – изменение энергии системы, состоящий из изменения кинетической и потенциальной энергий;

w1, w2 – скорости потока в начале и в конце канала;

z1, z2 – высота положения начала и конца канала.

lпрот. = p2ν2 – p1ν1– работа проталкивания, затрачиваемая на движения потока; lтехн. – техническая (полезная) работа (турбины, компрессора, насоса, вентилятора и т.д.). Подставляя значения в исходное выражение получим:

q = (u2 – u1) + (w22 – w12)/2 + g·(z2 –z1) + p2ν2 –p1ν1+ lтехн.

Введем понятия энтальпии, которое обозначим через величину:

h = u + pv, h2 = u2 + p2ν2; h1 = u1 + p1ν1.

Тогда, уравнение 1-го закона термодинамики для потока газа будет иметь вид: q = h2 – h1 + (w22 – w12)/2 + g·(z2 –z1) + lтехн.

Теплота, подведенная к потоку извне, идет на увеличение энтальпии рабочего тела, производство технической работы и увеличение кинетической энергии потока. В дифференциальной форме уравнении имеет вид (при условии ·z1=z2): δq = dh+d(w2)/2+δlтехн.

Уравнение справедливо как для равновесных процессов, так и для течения сопровождающихся трением, когда δq + δqтр = dh - vdp, при условии что δqт= δlтр получим δq. = dh - vdp – δlтр.

Сопоставляя выражения можно записать, что -vdp = δlтехн.+d(w2)/2 + δlтр

Выражение δlp = -vdp носит название располагаемая работа (иногда ее называют потенциальной работой см.п.2).

Обычно теплоту переводят в работу двумя способами:

1. Рабочее тело высокого давления и температуры расширяют так, что в результате совершается полезная работа, например в поршневом ДВС.

2. Рабочее тело высокого давления и температуры расширяют так, что возрастает его скорость и кинетическая энергия, которую используют для получения полезной работы, например в газовых или паровых турбинах.

Установлено, что для заданного разгона потока в тепловых двигателях и машинах требуются короткие каналы. Время пребывания в них мало, так как скорости истечения велики и считается,x что за малый промежуток времени не успевает произойти теплообмен между рабочим телом и стенками канала, поэтому процесс истечения считают адиабатным.

Специально спрофилированные каналы для разгона рабочей среды носят названия сопла. Обычно сопла состоят из двух частей диффузора, предназначенного для торможения потока и повышения давления конфукзора – преобразования энергии деления в кинетическую энергию потока рабочего тела. Технической работы в каналах не совершается lтехн=0 следовательно, уравнение 1-го закона термодинамики для потока газа будет иметь вид: q = dh +d(w2)/2. С другой стороны, для объема рабочего тела, движущегося в потоке без терния: δq = dh – vdp.

Тогда dh +d(w2)/2 = dh, откуда d(w2)/2=– vdp или wdw = -vdp.

Из этого следует, что dw и dp всегда имеют противоположные знаки. Следовательно, увеличение скорости dw>0 возможно только при уменьшении давления dp<0 и наоборот снижение скорости dw<0 сопровождается повышением давления dp>0.

Для адиабатного процесса истечения скорость в конце расширения определится как: , принимая, что скорость на выходе значительно выше, чем на входе канала, принимаем , тогда . Так как для адиабатного процесса , то подставляя в выражении для скорости получим и после преобразований: .

Массовый поток газа определится как: , где F – площадь выходного сечения сопла. Как видно массовый расход зависит от перепада давлений . Замечено, что максимальный расход газа соответствует критическому отношению давлений . Это означает, что критическое отношение давлений зависит только от рода газа и для конкретного газа является постоянным.

Для двухатомных газов и воздуха k=1,4 и bк » 0,528. Для одноатомных газов k »1,66; bк » 0,489. Для трех- и многоатомных газов k » 1,3; bк » 0,546. Полученная зависимость позволяет построить график процесса

В соответствии с уравнением график должен иметь вид a-b-d. Однако в действительности расход газа изменяется по графику a-b-c. Ветвь b-d в действительности не реализуется. Это объясняется тем, что в реальных условиях давление газа на выходе из сужающегося сопла не может стать меньше критического. Если давление среды за соплом понижать до давлений, меньших pк, то это не повлияет на давление газа на срезе сужающегося сопла p2. Оно будет оставаться постоянным и равным pк. Расход газа при этом будет оставаться постоянным и равной максимальному расходу газа mк:

, где Fmin – площадь выходного сечения суживающегося сопла.

Критическая скорость истечения из сужающегося сопла при p2= pк будет также оставаться постоянной и равной местной скорости звука

, где Тк - температура на выходе из сужающегося сопла (в «критическом» сечении).

Постоянный критический перепад давлений объясняется характером распространения возмущения в среде. Известно, что любое слабое возмущение, в том числе и изменение давления, распространяется в сжимаемой среде со звуковой скоростью, а скорость истечения через сужающееся сопло при p2= pк, как уже говорилось, равна местной скорости звука. Поэтому при дальнейшем понижении давления среды ниже pк, то есть при b<bк возмущение среды не проникает внутрь сопла, так как его относительная скорость будет равна нулю, V= aк –wк = 0.

Рассмотрим движение через сопло. Основное уравнение описывающее закономерность течения газа в соплах и диффузорах имеет вид

, где отношение получило название числа Маха.

На рис. а скорость течения w меньше скорости звука а. При этом сопло должно быть суживающимся по всей длине dF<0.

При более низком давлении за соплом рис. б можно получить равенство скоростей w = a – скорость газа на выходе их сопла равна скорости звука в вытекающей среде. Внутри по прежнему сопло суживается dF<0, и только в выходном сечении dF=0.

Чтобы получить за соплом сверхзвуковую скорость нужно иметь за ним давлением меньше критического (рис.в). В этом случае необходимо составить сопло из двух частей – суживающегося (диффузора) где w < a и расширяющегося (конфузора), где w > a. Такое сопло впервые было предложено шведским инженером Лавалем в 80 годах 19 века.

Длину расширяющейся части сопла можно определить по уравнению:

l = (D – d) / 2·tg(ϕ/2), где: ϕ - угол конусности сопла; D - диаметр выходного отверстия; d - диаметр сопла в минимальном сечении.


 

Компрессор - машина, предназначенная для сжатия газов и паров. Они используются для получения сжатого воздуха и непрерывной подачи его к потребителю.

По принципу сжатия различаю три основные группы: объемные, лопастные и струйные. К объемным компрессорам относят: поршневые, роторные и винтовые компрессоры. К лопастным – центробежные и осевые. Струйные компрессоры (эжекторы) – устройства в которых сжатие газа имеет динамический характер и осуществляется в два этапа: I – сообщение всему газу заданной скорости; II – преобразование кинетической энергии потока в энергию давления.

Наиболее широкое применение в нефтегазовой отрасли нашли поршневые и лопастные компрессорные машины.

Компрессорные машины – машины поточного типа, предназначенные для сжатия и перемещения газообразной среды из области меньшего давления в область большего давления.

Термодинамический анализ компрессоров сводится к определению работы, затраченной на сжатие заданного количества газа при известных начальных и конечных параметрах.

Основные параметры, характеризующие поршневые и лопастные компрессорные машины являются: массовая и объемная подача, начальное и конечное давление, или степень повышения давления , частота вращения и мощность на валу компрессора.

Компрессорные машины в зависимости от развиваемого ими давления подразделяются на три группы:

Вентилятор – машина с соотношением давления сжатия .

Нагнетатель – машина, работающая при , и не имеющая специальных устройств для охлаждения газов в процессе сжатия.

Компрессор - машина, работающая при , и имеющая специальные устройства для охлаждения газов в процессе сжатия.

Схема одноступенчато поршневого компрессора (а) и его индикаторная диаграмма (б) приведена на Рис. 6.1.

 

Рис. 6.1 Схема одноступенчато поршневого компрессора (а) и его индикаторная диаграмма (б)

 

Поршень 2 совершает возвратно-поступательные движения в цилиндре 1, при чем при движении с лева на право открывается всасывающий клапан 3 и полость цилиндра заполняется газом (в теоретическом цикле на индикаторной диаграмме кривая 0-1 при постоянном давлении ). При обратном движении поршень сжимает газ в цилиндре (в теоретическом цикле на индикаторной диаграмме кривая 1-2 до давления ). При заданном давлении открывается нагнетательный клапан 4, и поршень выталкивает газ в нагнетательную линию трубопровода (в теоретическом цикле кривая 2-3). Перед новым ходом поршня давление в цилиндре теоретически мгновенно снижается от до линия 3-0.

Полученная индикаторная диаграмма 0-1-2-3-0 является теоретической индикаторной диаграммой поршневого компрессора, в которой не учитывается вредное пространство и потери давления при прохождении газа через клапаны (трение) и. т.д.

Действительная индикаторная диаграмма поршневого компрессора d-a-b-c-d отображает реально протекающий процесс работы компрессора. Из-за наличия вредного пространства - объем пространства компрессора, который образуется в связи с тем, что поршень не может доходить в левом крайнем положении до крышки цилиндра, процесс падения давления происходит не мгновенно, а по кривой c-d, следовательно, всасывающий клапан открывается при меньшем давлении (точка d).

Те же изменения относятся и к нагнетательному клапану, который реально открывается при большем давлении (точка b).