Лабораторная работа №3 «испытание поршневого воздушного компрессора»

Цель работы: Расширение и закрепление теоретических знаний студентов, ознакомление с методикой и овладение техникой проведения эксперимента испытания поршневого компрессора при различных режимах его работы.

Задача работы:

1. Ознакомиться с лабораторной установкой для проведения эксперимента, дать её краткое описание.

2. Изучить термодинамические процессы, происходящие в компрессоре при сжатии воздуха.

3. Снять индикаторную диафрагму компрессора в координатах Р-φ и рассчитать частоту вращения вала компрессора.

4. Построить индикаторную диаграмму компрессора в координатах P-V.

5. Рассчитать среднее индикаторное давление и индикаторную мощность компрессора.

Программа и методика эксперимента

Краткое описание используемого метода

Компрессоры – машины, служащие для сжатия воздуха и технических газов.

Компрессоры, как и все нагнетатели, классифицируются по способу действия, развиваемому давлению, роду перемещаемой среды.

Основными показателями компрессоров являются: степень повышения давления λ_к; производительность V_к; мощность N_к затрачиваемая на привод компрессора; коэффициент полезного действия η_к; объемный коэффициент или коэффициент подачи η_v.

Нагнетатели могут приводится в движение электродвигателем, двигателем внутреннего сгорания или турбиной и сообщают рабочему телу дополнительную энергию. Они могут быть классифицированы по рабочему телу на:

- нагнетатели, в которых используются в качестве рабочего тела н сжимаемые среды (жидкости);

- нагнетатели, в которых рабочим телом являются сжимаемые среды (пары, газы). В эту группу входят:

- вентиляторы, у которых степень повышения давления рабочего тела λ=P₂/P₁ 1,15 (Р₁ и Р₂ - начальное и конечное давления), а подача изменяется от самой небольшой до 1∙10⁶ м³/ч;

- воздуходувки, у которых 1,15 < λ < 3,5, подача 5∙10⁵ м³/ч;

- компрессоры, у которых λ > 1,15, при наличии устройств для охлаждения рабочего тела в процессе сжатия, а производительность в тех же пределах, что и у нагнетателей.

По условиям сообщения рабочему телу дополнительной энергии:

а) компрессоры, работающие по объемному принципу, когда рабочее тело засасывается в емкость (цилиндр и др.) и в нем под действием поршня (поршневой компрессор) или пластин (ротационный компрессор) сжимается до заданного давления и вытесняется газопровод;

б) компрессоры, работающие по динамическому принципу, в которых рабочее тело сжимается до заданного давления под воздействием быстро вращающихся лопастей, лопаток, дисков и т.п. При этом приобретаемая газом большая скорость преобразуется в диффузорах, куда вытесняется газ, в давление. Этот класс машин относится к турбокомпрессорам, работающим по схеме преобразования энергии обращенной турбины (в турбине энергия давления преобразуется в соплах в скорость, как и турбины, турбокомпрессоры могут быть радиальными (центробежными) и аксиальными (осевыми).

в) компрессоры, работающие по струйному принципу, в которых частицам рабочего тела, придается дополнительная скорость за счет смешения основного потока с потоком разогнанной (другой или той же самой жидкости рабочим телом), вследствие чего результирующая скорость возрастает. При прохождении через диффузор скорость снижается, а давление рабочего тела возрастает. По этому принципу работают инжекторы, эжекторы, элеваторы.

Энергетический баланс рабочего тела в компрессоре записывается уравнением:

(1)

где l - подведенная удельная энергия на сжатие, Дж/кг;

h_K, h_H - удельная энтальпия рабочего тела в конце и начале сжатия, Дж/кг;

с_к, с_н - скорости рабочего тела соответственно в конце и начале сжатия, м/с;

q - удельное количество теплоты, отведенной от рабочего тела в цикле, Дж/кг.

Уравнение (1) можно преобразовать к виду

_, (2)

где энтальпия торможения (полная энтальпия);

часть теплоты, сообщаемой газу в результате перехода механической энергии, работы, затраченной на трение, в теплоту.

В компрессорах есть внутренние потери l_тр часто называемые гидродинамическими, и внешние l_вн возникающие из-за утечек рабочего тела: их сумма l_тр + l_вн = l_пот.

При отсутствии теплообмена q=0, Работа подведённая извне к нагнетателю, расходуется на повышение кинетической энергии и частично на преодоление потерь суммированных в виде l_тр. При отсутствии потерь и С₁=С₂ работа l_нагн=l_cж мы получим идеальный нагнетатель.

Относительный внутренний КПД компрессора подсчитывается по формуле:

η_ад.вн. = l_ад/(l_ад – l_пот). (3)

Мощность (Вт), затрачиваемая на сжатие рабочего тела в количестве m (кг/с) внутри компрессора, определяется по формуле:

N_вн = m∙l_ад/η_вн (4)

Мощность, расходуемая на приведение в действие компрессора на валу, называется эффективной

N_е=N_i/_м , (5)

где N_е – индикаторная или внутренняя мощность.

Т.е. отношение N_вн/N_с = η_м называется механическим КПД компрессора с учетом потерь на холостой ход:

N_е = N_вн + N_xx (6)

Полный КПД компрессора выражается формулой:

η = Q∙∆p/N_е (7)

где Q = m/ - действительная объемная подача, м³/с;

∆р = p_к - р_н - повышение давления, создаваемое компрессором, Па;

 - плотность рабочего тела, кг/м³;

В одноступенчатом поршневом компрессоре индикаторная диаграмма имеет вид, приведенный на рисунок 1 приложения. Рассмотрим ее подробно. При ходе всасывания давление в цилиндре ниже атмосферного (кривая 4-1); при обратном ходе поршня воздух сжимается по политропическому процессу 1-2; кривая 2-3 характеризует процесс нагнетания; процесс 3-4 соответствует расширению воздуха, оставшегося во вредном пространстве компрессора.

Таким образом, рабочий цикл в компрессоре совершается за два хода поршня.

Отношение объема вредного пространства (минимальный объем, остающийся между крышкой и поршнем) к объему, описанному поршнем называется коэффициентом или долей вредного пространства. Обычно σ=от 0,3 до 0,8. Величина σ существенно влияет на подачу компрессора.

Из рисунка 1 видно, что объем воздуха V_вс, поступившего в цилиндр, меньше объема V_h, проходимого поршнем за один ход. Отношение V_вс/V_h = λ, называется объемным коэффициентом и степенью повышения давления компрессора.

При хорошем охлаждении цилиндра компрессора λ может достать значений 0,85 ÷ 0,95.

Коэффициент λ оценивает степень использования рабочего объема цилиндра без учета влияния нагрева воздуха от стенок впускной системы, а также утечек газа через неплотности и перетекания его между рабочими полостями. Эти факторы снижают подачу компрессора. Поэтому для полной оценки степени использования рабочего объема цилиндра применяют так называемый коэффициент подачи η_v который представляет собой отношение действительного объема поданного газа при параметрах окружающей среды к теоретической подаче компрессора Q_т. Коэффициент η_v = (0,90 ÷ 0,98) λ

Теоретическая подача одноступенчатого компрессора Q, (м³/ч) определяется по известным размерам цилиндра (диаметра D и хода поршня S) и частоте вращения коленчатого вала n (мин^-1).

Q_т = 60(π∙D²/4) ∙S∙n (8)

Действительная подача вычисляется по формуле

Q = η_v∙ Q_т = 60∙η_v ∙(π∙D²/4) ∙S∙n (9)

где η_v - коэффициент подачи.

Мощность, затрачиваемая на привод компрессора, определяется по формуле:

N_i = P_i∙F∙S∙n/60 (10)

где P_i - среднее индикаторное давление, Па;

F - площадь поршня ,м²;

S - ход поршня, м;

n - частота вращения вала компрессора, мин^-1.

Мощность, подводимая к валу компрессора (эффективная) больше индикаторной мощности на размер потерь на трении в самом компрессоре.

Теоретическая мощность компрессора вычисляется исходя из соображения термодинамического процесса сжатия. Так для адиабатного сжатия теоретическую мощность можно определить по формуле:

(11)

где Р₁ - давление всасывания, Па;

Q - действительная подача компрессора, м³/ч;

k - показатель адиабаты, для воздуха k = 1,4.

Эффективная мощность компрессора больше теоретической и находится по формуле:

N_e = N_Т/η_ад∙ η_м (12)

где η_ад - адиабатный КПД компрессора;

η_м - механический КПД компрессора.

Адиабатный КПД компрессора учитывает увеличение потребной мощности, необходимой для преодоления сопротивления всасывающего и нагнетательного клапанов, а также трубопроводов и отклонение действительного процесса сжатия от теоретического. Для поршневого компрессора η_ад = 0,7 ÷ 0,9.