12.2. Основные процессы работы одноступенчатого поршневого компрессора

Рассмотрим процесс сжатия атмосферного воздуха в одноступенчатом поршневом компрессоре (рис. 12.1).

- При движении поршня 3 вправо в цилиндре 4 происходит разрежение, под действием которого открывается всасывающий клапан 1, и цилиндр заполняется воздухом.

- При обратном движении поршня всасывающий клапан закрывается, воздух в цилиндре сжимается (процесс 1 ─ 2),

- Когда давление в цилиндре станет выше давления в резервуаре, равного p_н, откроется нагнетательный клапан 2. Воздух выталкивается поршнем из цилиндра (процесс 2 ─ 3).

Так как между днищем поршня и крышкой цилиндра всегда остаётся некоторый объём, называемый вредным объёмом V_в, то весь воздух из цилиндра не может быть вытеснен резервуар. При следующем движении поршня вправо нагнетательный клапан закрывается под действием давления на него газа из резервуара. Оставшийся в объёме V_в воздух расширяется (процессе 3 ─ 4). Когда давление в цилиндре станет ниже атмосферного, начнётся всасывание ( процесс 4 ─ 1).

Преимущества поршневых компрессоров:

-Производительность компрессора не зависит от создаваемого давления;

-Максимально развиваемое компрессором давление теоретически неограниченно, и зависит только от мощности привода и прочности узлов и деталей конструкции компрессора.

Недостатки:

- Большое число подвижных деталей;

- Невозможность регулировки подачи простыми способами;

- Неравномерность движения деталей – необходимость надежного фундамента.

12.3. Основные характеристики работы поршневого компрессора

Отношение давлений в степени сжатия β = p₂/p₁ определяется по давлениям перед всасывающим клапаном 1 и за нагнетательным клапаном 2 компрессора. Отношение вредного объёма цилиндра к рабочему называется относительной величиной вредного влияния или коэффициентом вредного объёма

Α=V₀/V_h. (12.5)

У поршневых компрессоров σ = 0,03-01

Как следует из графика рабочего процесса, всасывание идёт лишь на части хода поршня. Отношение объёма всасывания V к рабочему объёму цилиндра называется объемным коэффициентом компрессора

λ₀=V_вс/V_h.

Объёмный коэффициент зависит от относительной величины вредного объёма и отношения давлений в ступени сжатия β = p₂/p₁. Как следует из рис.1 (пунктирная линия), повышение давления нагнетания приводит к уменьшению объёма всасывания, а следовательно, к снижению объёмного коэффициента. Аналитически

λ₀=1 ─ σ(β^1/n ─ 1),

где n_р ─ показатель политропны расширения остающегося во вредном объёме газа.

У поршневых компрессоров λ = 0,8 ─ 0,95. Действительная производительность компрессора оценивается коэффициентом подачи λ , представляющим отношение объёма поданного компрессором газа V, отнесённого к физическим условиям окружающей среды, теоретической производительности компрессора V_Т, м³/с

λ=V/ V_Т (12.6)

где V_Т = (πD²/4)Sn. Размеры диаметра цилиндра D и хода поршня S принимаются в метрах: n ─ частота вращения вала.

Коэффициент подачи λ всегда меньше λ₀ , так как он учитывает утечки воздуха через поршневые кольца и всасывающий клапан при сжатии и нагнетании, потерю давления от сопротивления всасывающего тракта и нагревание воздуха от стенок цилиндра в процессе всасывания, что уменьшает производительность компрессора. Обычно λ = (0,9─0,98)λ₀ .

На рис.2 представлена действительная диаграмма компрессора, которая отличается от изображенной на рис.1 наличием дополнительных заштрихованных площадок, соответствующих процессам всасывания и нагнетания, являющихся результатом сопротивления клапанов. Чтобы открылся всасывающий клапан, давление в цилиндре должно быть меньше р₁, т.е. давления перед всасывающим клапаном, поэтому на действительной диаграмме рабочих процессов компрессора линия процесса всасывания проходит ниже изобары р₁.

Для того чтобы начался процесс вталкивания газа из цилиндра через нагнетательный клапан давление в цилиндре должно быть больше р₂ за нагнетательным клапаном. Поэтому линия процесса нагнетания проходит выше изобары р₂.

График совокупности действительных процессов, проходящих в ступени сжатия поршневого компрессора, называют индикаторной диаграммой, по названию прибора-индикатора, с помощью которого такая диаграмма может быть получена для работающего компрессора.

По индикаторной диаграмме компрессора можно определить индикаторную мощность, затрачиваемую на сжатие

N_ί=p_ίV_hn, (12.7)

где p_ί ─ среднее индикаторное давление , определяемое по индикаторной диаграмме так же, как и для двигателей внутреннего сгорания или паровых машин; V_h ─ рабочий объём цилиндра компрессора; n ─ частота вращения вала компрессора.

Мощность подводимая к валу компрессора, называемая эффективной мощностью, больше индикаторной на величину потерь трения в самом компрессоре

N= N_ί /η_м, (12.8)

где η_м ─ механический КПД компрессора.

Для поршневых компрессоров η_м = 0,8-0,95. Затрата работы на сжатие воздуха в компрессоре может быть определена по теоретической диаграмме рабочего процесса компрессора (без вредного пространства и сопротивления клапанов), изображённой рυ координатах (рис.3). Характер процесса сжатия зависит от степени охлаждения воздуха в цилиндре при сжатии. При идеальном охлаждении теоретически можно получить изотермическое сжатие с минимальной затратой работы (1─2’). При сжатии без теплообмена со стенками получим адиабатный процесс 1─2^”. Фактически процесс сжатия идёт по политропе 1─2 с показателем n, n = 1.25-1.35. Работа сжатия газа в компрессоре равна располагаемой работе. Располагаемая работа сжатия

в компрессоре определяется на абсолютной величине. При изотермическом сжатии работа сжатия L равна в масштабе площади

L = mRT lnβ=p₁V₁lnβ, (12.9)

где V₁=mυ₁ ─ полный объём всасываемого воздуха в м³/с.

При адиабатном сжатии L_ад соответствует площади

Работа сжатия

L_ад = [k/(k-1)] mRT₁(β^(k-1)/k-1)=[k/(k-1) p₁V₁(β^(k-1)/k-1). (12.10)

Теоретическая мощность, потребляемая компрессором,

N_k=L,

где L─ работа сжатия.

Действительная эффективная мощность сжатия воздуха больше теоретической

N = N_из/η_изη_м= N_ад/η_адη_м. (12.11)

где η_из и η_ад ─ соответственно изотермический и адиабатный КПД компрессора; η_м ─ механический КПД компрессора.

Для поршневых компрессоров η_из=0,6-0,85; η_ад=0,7-0,93.