Лабораторная работа n6 исследование индикаторной диаграммы диафрагменного компрессора kb-10

Цель работы: Изучить устройство диафрагменного компрессора, снять индикаторную диаграмму и построить действительный цикл.

Задание:

1. Ознакомиться с лабораторной установкой, дать краткое описание и чертеж.

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.

Теоретическая часть

Машины и аппараты, служащие для сжатия газов - компрессоры, по способу достижения эффекта сжатия делятся на: механические, эжекционные (струйные), десорбционные (абсорбционные), электромагнитные.

Механические компрессоры представляют собой, по существу, обращенные расширительные машины. Поэтому их классифицируют подобно последним: поршневые, роторно-поршневые (объемные), лопаточные (центробежные и осевые.) компрессоры.

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.

Компрессоры (насосы) приводятся в движение электродвигателем, д.в.С., или турбиной и сообщает рабочему телу дополнительную энергию. Они могут быть классифицированы по рабочему телу на:

- компрессоры, в которых используются в качестве рабочего тела несжимаемые жидкости;

- компрессоры, в которых рабочим телом являются сжимаемые жидкости (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;

- нагнетатели (газовоздуходувки), 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 вытеснительному (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 I - подведенная удельная энергия на сжатие, Дж/кг;

i_K, i_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) преобразовывается в

I = i^*_к – i^*_н – q + I_тр (2)

Если учесть, что удельные энтальпии откорректированы торможением потока к потерями на преодоление сил трения частиц газа между собой и на вихреобразование, суммарно равные I_тр. При отсутствии теплообмена с внешней средой (q ≈ 0) вся удельная работа I_тр преобразуется в теплоту к передается сжимаемому газу, в результате чего его конечная удельная энтальпия повысится. Это означает, что процесс сжатия политропный.

В компрессорах есть внутренние потери I_тр часто называемые гидродинамическими, и внешние I_вн возникающие из-за утечек рабочего тела: их сумма I_тр + I_вн = I_пот

Относительный внутренний КПД компрессора подсчитывается по формуле:

η_ад.вн. = I_ад/(I_ад – I_пот)

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

N_вн = m∙I_ад/η_вн

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

Отношение N_вн/N_с = η_M называется механическим КПД компрессора с учетом потерь на холостой ход:

N_c = N_вн + N_xx

Полный КПД компрессора выражается формулой:

η = Q∙∆p/N_c

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

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

р - плотность рабочего тела, кг/м³;

N_e - эффективная мощность на валу, Вт.

В одноступенчатом поршневом компрессоре индикаторная диаграмма имеет вид, приведенный на рис.1. 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 2ре 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 ⁼ 0,3 - 0,8. Величина σ существенно влияет на подачу компрессора.

Из рис. 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 т.н. коэффициент подачи η_v который представляет собой отношение действительного объема поданного газа при параметрах окружающей среды к теоретической подаче компрессора О_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

Действительная подача вычисляется по формуле

Q = η_v∙ Q_т = 60∙η_v ∙(π∙D²/4) ∙S∙n

где η_v - коэффициент подачи.

Мощность, затрачиваемая на привод компрессора, определяется по формуле:

N_i = P_i∙F∙S∙n/60

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

N_e = N_i/η_m

где η_m - механический КПД компрессора.

Для поршневого компрессора η = 0,85 ÷ 0,95.

Теоретическая мощность компрессора вычисляется исходя из

соображения адиабатного сжатия по формуле:

где p₁ - 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_0i∙ η_M

где η_oi - адиабатный КПД компрессора;

η_0i - механический КПД компрессора.

Адиабатный КПД компрессора учитывает увеличение потребной жадности, необходимой для преодоления сопротивления всасывающего и нагнетательного клапанов, а также трубопроводов и отклонение действительного процесса сжатия от теоретического. Для поршневого компрессора η_0i = 0,7 ÷ 0,9.