Методические указания для выполнения курсового проекта по специальности: «Насосные и воздуходувные станции» (для студентов 3 5 курсов дневной и заочной формы обучения специальности 0926 01 «Водоснабжение и водоотведение») Харьков хнагх 2006 icon

Методические указания для выполнения курсового проекта по специальности: «Насосные и воздуходувные станции» (для студентов 3 5 курсов дневной и заочной формы обучения специальности 0926 01 «Водоснабжение и водоотведение») Харьков хнагх 2006



Смотрите также:
Методические указания к выполнению лабораторных работ по дисциплине ...
Конспект лекций по курсу «использование ЭВМ для решения задач водоподготовки» для студентов 5...
Методические указания к выполнению контрольной работы и курсового проекта для студентов...
Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов дневной формы обучения...
Методические указания к изучению курса «Финансы предприятий» и выполнению курсового проекта для...
Методические указания для выполнения контрольной работы студентами сокращенной заочной формы...
Методические указания По выполнению курсового проекта Для студентов дневной и заочной форм...
Методические указания для самостоятельного изучения курса и выполнения контрольной работы по...
Конспективный курс для студентов 1 3 курсов всех специальностей. Харьков хнагх 2004...
Методические указания тепловой расчет и выбор вспомогательного оборудования компрессионной...
Методические указания для самостоятельного изучения курса и выполнения контрольной работы по...
Рабочая программа для студентов V и VI курсов специальности 290800...



скачать
МИНИСТАРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ


ХАРЬКОВСКАЯ НАЦИОНАЛЬНАЯ АКАДЕМИЯ ГОРОДСКОГО ХОЗЯЙСТВА


Ю.П. Титов, Н.М. Яковенко


«Воздуходувные станции»


Методические указания для выполнения курсового проекта по специальности: «Насосные и воздуходувные станции» (для студентов 3 – 5 курсов дневной и заочной формы обучения специальности 7.0926 01 «Водоснабжение и водоотведение»)





Харьков – ХНАГХ – 2006

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ


^ ХАРЬКОВСКАЯ НАЦИОНАЛЬНАЯ АКАДЕМИЯ ГОРОДСКОГО ХОЗЯЙСТВА


Ю.П. Титов; Н.М. Яковенко


«Воздуходувные станции»


Методические указания для выполнения курсового проекта (для студентов 3-5 курсов дневной и заочной формы обучения специальности 7.0926 01 «Водоснабжение и водоотведение»)


В подготовке этого издания принимали участие студенты 4 курса гр. ОВ – 41: Дудник Ю.Ю, и Дудник М. Ю.


Харьков – ХНАГХ – 2006


УДК 621. 65(075. 32)


Воздуходувные станции. Методические указания для выполнения курсового проекта (для студентов 3 – 5 курсов дневной и заочной формы обучения специальности 7. 0926 01 «Водоснабжение и водоотведение»).


Составители Титов Ю.П., Яковенко Н.М.

Харьков, 2006


В учебно-методическом пособии рассмотрены вопросы расчетов и проектирования воздуходувных станций, решаются комплексные задачи определения отдельных элементов, рациональный выбор оборудования. Приведена методика оптимизации компрессорных установок, пути и способы расчета технических показателей и параметров, определяющих долговечность и экономическую эффективность.

Для студентов изучающих дисциплину «Насосные и воздуходувные станции» (Раздел «Воздуходувные станции»)

Табл.- 1 , Рис.- 14 , Библиограф – 3

Рекомендовано кафедрой ВВ и ОВ протокол № от

В подготовке этого издания принимали участие студенты 4 курса группы ОВ-41: Дудник Ю.Ю. и Дудник М.Ю.


© Титов Ю.П., Яковенко Н.М.

ХНАГХ, 2006

СОДЕРЖАНИЕ


Введение 5

1.Термодинамические свойства газов 6

2.Назначения и типы компрессоров 12

3.Поршневые компрессоры 13

4.Трубокомпрессоры и турбовоздуходувки 18

5.Действительный рабочий процесс в одноступенчатом компрессоре 20 6.Многоступенчатое сжатия 23 7.Регулирование подачи поршневых компрессоров 27

^ СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 34


ВВЕДЕНИЕ


Воздуходувные станции являются базой для изучения методов устройств воздуха и отопления, котельных установок и тепловых сетей, водоснабжения и технологических линий очистных сооружений канализации, промышленной вентиляции и кондиционирования воздуха.

Расчет трубопроводов различного назначения, подбор компрессоров и вентиляторов и прочего оборудования основаны на знании законов и положений гидравлики и аэродинамики.

Воздуходувные станции – комплекс систем и оборудования, обеспечивающий сжатым воздухом (газом) технологические процессы систем водоснабжения и канализации. Назначение воздуходувной станции – это обеспечить потребителей сжатым воздухом (газом) по производительности (Q, м³/ч), и напору (Н, м) и давлением (р, кг/см²).

Важные практические задачи решаются на основе исследования взаимодействия воздушных потоков с твердыми стенками в вопросах вентиляции, аэрации, работы гидравлических машин и во многих других случаях.


^ 1. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ГАЗОВ


Физические свойства газов функционально зависят от температуры и давления. Газы обладают способностью расширяться и сжиматься в очень широких пределах (в отличие от жидкостей). Им свойственны высокие скорости. Процессы движения газов связаны с внутренними термодинамическими процессами, т. е. процессами взаимного превращения тепловой энергии в механическую. Поэтому многие положения гидравлики нельзя механически переносить на динамику газов.

Однако в технике малых перепадов давлений и обычных температур (например, в вентиляции) изменения физических свойств (плотности, температуры, вязкости и др.) воздуха и других газов в процессе их движения при малых скоростях и давлениях, очень близких к атмосферному, настолько ничтожны, что ими вполне можно пренебречь. Это дает возможность, с учетом сказанного перенести на аэродинамику все основные положения и законы гидродинамики (определения напоров, давлений, скоростей, расхода, живых сечений, гидравлического радиуса, линейных и местных сопротивлений).

Состояние газов характеризуется такими параметрами, как:

- объем V, м³;

- давление р, кг/см²;

- температура t, °С.

Изменение состояния газа ведет к изменению его параметров и сопровождается температурными процессами. Между этими параметрами (V,р, t°) существует определенная связь, которая описывается уравнениями состояния.

Влияние температуры на изменение объема газа при постоянном давлении определяется законом Гей-Люссака, т. е. при р=const объем газа прямо пропорционален его температуре:

(1.1)

или ,

где V1 и V2 – объемы газа соответственно при температурах Т1 и Т2 измеренных по шкале Кельвина (t=Т-273,15°С).

Связь между объемами газа (пара) при разных температурах определяется зависимостью:

(1.2)

где V и V0 - конечный и начальный объемы газа, м³;

t и t0 - конечная и начальная температуры газа, °С;

βt – относительный коэффициент объемного расширения, 1/ град.

Изменение давления газа в зависимости от изменения температуры определяется по формуле

, (1.3)

где p и p0 – конечное и начальное давление газа, ^ Н/м²;

t и t0 - конечная и начальная температуры газа, °С;

βр – относительный температурный коэффициент давления, 1/град.

Масса газа М при изменении его объема постоянна. Если p1 и p2 плотности двух температурных состояний газа, то:

и . (1.4)

С учетом выражения (1) можно записать

, (1.5)

т. е. плотность газа (пара) при постоянном давлении обратно пропорциональна его абсолютной температуре.

Связь между давлением газа и его объемом при T = const определяется законом Бойля – Мариотта:

, (1.6)

но удельный объем газа v = 1/р и, следовательно,

. (1.7)

Из формулировки при одной и той же температуре произведение удельного объема газа v на величину его давления есть величина постоянная – следует, что при постоянной температуре плотность газа прямо пропорциональна давлению.

Но, принимая во внимание уравнения (1; 6), можно получить соотношение, связывающее три параметра газа: давление, удельный объем и его абсолютную температуру:

(1.8)

или в общем виде

, (1.9)

т. е. для любого состояния газа произведение его давления на удельный объем, деленное на абсолютную температуру, есть величина постоянная. Это выражение, представляющее собой объединенный закон Бойля – Мариотта и Гей-Люссака, называют уравнением Клапейрона и записывают в формуле:

. (1.10)

R – называется газовой постоянной для идеального газа величина постоянная и представляет собой работу, совершаемую единицей массы идеального газа в изобарном процессе при изменении температуры на 1°; Дж / (кгּград) и определяется по формуле

, (1.11)

где lр – удельная работа изменения объема, совершаемой 1 кг идеального газа при постоянном давлении, ^ Дж/кг;

t2 - t1 – изменение температуры газа, град.

В расчетах, связанных с перемещением газов (паров) по трубопроводам, и расчетах элементов гидравлических машин (вентиляторов, компрессоров, эжекторов) приходится определять величины работ при изменении объема и давления газа. Термодинамическая работа изменения объема газа определяется по формуле

, (1.12)

где р и рсрабсолютное и абсолютное среднее давление, Н/м²;

V1 и V2 – начальный и конечный объем газа, м³.

Работа изменения давления газа определяется выражением

, (1.13)

где р1 и р2 – начальное и конечное давление газа, Н/м².

В термодинамике известны несколько процессов состояния газа, где меняются все его параметры или один из них остается постоянным:

-изобарный, при постоянном давлении (р1);

- изохорный, при постоянном объеме (v1);

- изотермный, при постоянной температуре (Т1).

Когда при отсутствии теплообмена между газом и внешней средой (теплота не отводится и не подводится) изменяются все три параметра газа р, v, Т в процессе его расширения или сжатия, процесс называется адиабатным, а когда изменение параметров газа происходит при непрерывном подводе или отводе теплоты – политропным.

Изохорный процесср, Т=изменяются, а v= const.

При v= const давление газа изменяется прямо пропорционально абсолютной температуре и вся теплота, подводимая к газу, расходуется только на изменение его внутренней энергии, приращение которой равно

, (1.14)

где сv- удельная теплоемкость при одинаковом объеме, т. е. количество теплоты, необходимое для изменения температуры единицы массы газа на один градус, Дж / (кгּград).

^ Изобарный процессv, Т = изменяются, а р=const.(Гей-Люссака).

При подводе к газу теплоты его объем увеличивается, а при отводе уменьшается. В первом случае газ производит работу расширения, во втором – сжатия. Если процесс изменения состояния газа графически изобразить в системе рv-координат (рис.1), то он выражается заштрихованной площадью.

Если в процессе работы расширения удельный объем газа возрос с v1 до v2, произведенная 1 кг газа работа равна

, (1.15)

или (для G кг газа)

.

По уравнению (11), р1 v1=R ּТ1 и р2 v2=R ּТ2. По условию р1= р2= р, следовательно, v1= R ּТ1/ р и v2= R ּТ2/ р; тогда для 1 кг газа:

(1.16)

или для G кг газа


.

В изобарном процессе подводимая к газу теплота qр расходуется на приращение его внутренней энергии ∆u и совершение работы ql, или qр= ∆u + ql; для 1 кг газа имеем:



,

и

,

но сv+R=ср – удельная массовая теплоемкость при постоянном давлении и, следовательно,

. (1.17)

Если газ производит работу сжатия, то перед правой частью формулы (15) должен стоять знак минус.

^ Изотермный процесс р, v = изменяются, а Т= const. (Бойля-Мариотта)

На рv-диаграмме он изобразится равнобокой гиперболой (рис. 2). Работа 1 кг газа графически представится заштрихованной площадью, которая равна

. (1.18)

Адиабатный процесср, v, Т= изменяются, а ∆ q=0.

Так как теплота никуда не отводится и никуда не поступает, то ∆ q=0. В этом случае можно написать

u+l=∆ q=0 или -∆ q=l. (1.19)

Таким образом, приращение внутренней энергии газа ∆u расходуется на работу l. При адиабатном процессе работа расширения газа производится за счет снижения его внутренней энергии и, следовательно, температуры газа. При работе сжатия, наоборот, происходит увеличение внутренней энергии газа но

∆u =сv∆Т и l=р∆u

и уравнение (19) может быть представлено в виде:

. (1.20)

В общей форме уравнение адиабатного процесса имеет вид:

, (1.21)

где: k- показатель адиабаты, равный отношению удельных массовых теплоемкостей, .

Графически этот процесс на рv-диаграмме изобразится гиперболой (рис. 3). Кривая адиабаты А имеет более крутой подъем, чем изотермы Б.



Так как RT1v1=RT2 (из формулы 21) и R= const, то полученное уравнение можно выразить иначе:



или в общем виде:

. (1.22)

Путем соответствующих преобразований получим зависимости для других параметров газа:

; (1.23)

. (1.24)

Работа, совершаемая 1 кг газа в условиях адиабатного процесса, равна:



или

. (1.25)

Политропный процесср, v, Т= изменяются, а ∆ q≠0.

Уравнение политропного процесса:

, (1.26)

где n – показатель политропы.

Это уравнение обобщает все четыре предыдущих процесса:

при n=0 vⁿ=1 и р= const (изобарный процесс);

при n=1 рv= const (изотермный процесс);

при n=k (адиабатный процесс);

при n=∞ , и v1= v2= const (изохорный процесс).

Описанные четыре термодинамических процесса являются частными случаями политропного процесса. Объемный расход газа с погрешностью, не имеющей практического значения, можно считать постоянным в любом сечении газопровода только в том случае, если его давление и температура мало изменяются по пути движения. В практике же часто встречаются большие перепады давлений, вызываемые обычно потерями напора ввиду высоких скоростей движения или изменением температуры в связи с попутным подогревом газа. Например, если сжатый воздух, имевший начальное давление 6 ат, потерял по пути движения на гидравлические сопротивления 3 ат, то его объем в конце трубопровода увеличится в 2 раза и во столько же раз возрастает скорость.

На основании объединенного закона Мариотта – Гей-Люссака можно написать общую формулу для определения любого промежуточного объема движущегося газа в зависимости от изменения его параметров:

, (1.27)

где: р1, Т1, v1 – параметры начального состояния газа.

Этой формулой приходится также пользоваться при пересчете объема газа, взятого при нормальных физических условиях. Если параметры газа по пути его движения непрерывно изменяются, то при расчетах следует пользоваться средним объемом и средней скоростью на участке, которые представляют полусумму их начальных и конечных значений.

При T1=T2 формула получает более простой вид:

. (1.28)


^ 2. НАЗНАЧЕНИЕ И ТИПЫ КОМПРЕССОРОВ


Компрессорами называются устройства, предназначенные для сжатия газов и паров. По принципу действия все компрессоры можно разделить на три основных типа: объемные, лопаточные и струйные. К объемным компрессорам относятся поршневые и ротационные.

Сжатие газа в поршневых компрессорах происходит в результате периодически повторяющегося изменения объема цилиндра. В ротационных компрессорах газ сжимается в камерах, объем которых при вращении ротора непрерывно изменяется.

В лопаточных компрессорах сжатие газа происходит с помощью вращающегося рабочего колеса. Лопаточные компрессоры в зависимости от направления потока по отношению к оси колеса делятся на центробежные и осевые.

В струйных компрессорах сжатие происходит за счет кинетической энергии потока газа или пара. При этом сжимаемый газ смешивается с газом, служащим источником энергии. Струйные компрессоры обладают низким КПД, поэтому применяют их редко.

Основными параметрами, характеризующими работу компрессоров, является начальное р1 и конечное давление р2 газа или пара, степень повышения давления λ= р2/ р1 и производительность Qv.

Производительностью компрессора называется объем газа или пара, подаваемых компрессором в нагнетательный патрубок в секунду (м³/с) и приведенный к температуре и давлению во всасывающем патрубке.

Если степень повышения давления λ=2,5÷1000, компрессоры так и называются компрессорами. Если λ=1,1÷4, компрессоры принято называть газодувками (в том числе для сжатия воздуха – воздуходувками), при λ≈1,1 – вентиляторами. Лопаточные компрессоры и воздуходувки обычно называют турбокомпрессорами и турбовоздуходувками.

Компрессоры могут быть классифицированы также по различным частным признакам, например по числу степеней на одно-, двух- и многоступенчатые, по способу охлаждения – с воздушным и водяным охлаждением, по расположению цилиндров – горизонтальные, вертикальные и V-образные, по производительности и т. д.


^ 3. ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ


Схема и индикаторная диаграмма одноступенчатого поршневого компрессора показаны на рис.4. Компрессор состоит из цилиндра, поршня, совершающего возвратно-поступательное движение, и двух клапанов: всасывающего и нагнетательного. Над цилиндром изображена индикаторная диаграмма компрессора, которая графически показывает зависимость давления газа или пара в цилиндре от его объема.

Работает компрессор следующим образом. При движении поршня слева направо давление газа в цилиндре становится меньше давления р1. Под действием разницы давлений открывается всасывающий клапан и цилиндр заполняется газом. На индикаторной диаграмме процесс всасывания изображается линией da. Дойдя до крайнего правого положения, поршень начинает двигаться в обратном направлении, всасывающий клапан закрывается и происходит сжатие газа (линия ab). Характер этого процесса определяется степенью охлаждения цилиндра. Давление будет увеличиваться до тех пор, пока оно не превысит р2. Тогда под действием разности этих давлений открывается нагнетательный клапан и сжатый газ выталкивается из цилиндра (линия bc). Поршень не может доходить вплотную до крышки цилиндра и между ними всегда остается пространство, которое называется вредным. В этом пространстве остается газ, который расширяется при движении поршня слева направо (линия cd). Нагнетательный клапан при этом закрывается.







^ Рис.5

Индикаторная диаграмма
одноступенчатого идеального


Ри.4 компрессора

Схема и индикаторная

диаграмма одноступенчатого

поршневого компрессора


Из диаграммы видно, что наличие вредного пространства уменьшает количество газа, всасываемого в цилиндр, и тем самым снижает его производительность. Обычно вредное пространство составляет 5-10% общего объема цилиндра.

Для упрощения анализа работы компрессора рассматривают работу идеального компрессора. Идеальным называют такой компрессор, в котором нет вредного пространства, потерь давления при течении газа через клапаны, утечки газа через клапаны и зазоры между поршнем и цилиндром и трения поршня о стенки цилиндра.

Индикаторная диаграмма идеального одноступенчатого компрессора показана на рис.5. Если цилиндр компрессора не охлаждается, процесс сжатия будет адиабатическим (t-2′). Если при охлаждении все тепло, выделившееся при сжатии, от газа отводится, процесс сжатия будет изотермическим (t-2), при неполном отводе тепла – политропическим (t-2″).

^ Работа сжатия и производительность компрессора. На сжатие газа затрачивается работа. Привод компрессора может осуществляться от электродвигателя, двигателя внутреннего сгорания или турбины.

Работа, затраченная на сжатие 1 кг газа в идеальном компрессоре, может быть определена с помощью диаграммы (рис.5).

а = пл. (2-3-0-b-2) + пл. (1-2-b-с-1) – пл. (а-1-с-0-а)

или

а = p2v2 + aсж – p1v1 (^ Дж/кг) , (3.1)

где: aсж – работа, затрачиваемая на сжатие 1 кг газа, (Дж/кг).

При адиабатическом сжатии:

;

при изотермическом:

;

при политропическом:

.

Подставив в уравнение (29) соответствующие значения lсж, после несложных преобразований получим формулу для работы, затрачиваемой на сжатие газа в компрессоре.

При адиабатическом сжатии:

(Дж/кг), (3.2)

при изотермическом сжатии:

(Дж/кг), (3.3)

при политропическом сжатии:

(Дж/кг) (3.4)

где: - степень повышения давления.

Наименьшая работа, затрачиваемая на сжатие газа в компрессоре, будет при изотермическом сжатии. Однако осуществить изотермическое сжатие газа трудно, поэтому в реальных компрессорах сжатие осуществляется по политропе с показателем n=1,2÷1,30. При адиабатическом сжатии газа в компрессоре работа может быть определена также по формуле

(кДж/кг), (3.5)

где h1 и h2 – значение энтальпии газа на входе в компрессор и выходе из него. Значения h1 и h2 можно определить по h, S-диаграмме.




^ Рис.7 - Схема двухступенчатого компрессора:

1 – цилиндр первой ступени;
Рис.6 - Процесс сжатия газа в 2 – промежуточный охладитель;

h,S – координатах 3 – цилиндр второй ступени.

В реальном компрессоре процесс сжатия газа сопровождается внутренними потерями и теплообменом. Он происходит с увеличением энтропии и работа, затрачиваемая на сжатие газа, в нем больше, чем в идеальном компрессоре (рис.6):

ак=h2′-h1, (кДж/кг). (3.6)

Если расход газа через компрессор составляет Qт кг/с, мощность двигателя для привода компрессора может быть определена по формуле

N= Qтּ(h2′-h1), кВт. (3.7)

Формулы (34) и (35) справедливы как для поршневых, так и для лопаточных компрессоров при сжатии газов и паров.

В одноступенчатом компрессоре можно сжимать газ более, чем до 1 Мпа. При более высокой степени повышения давления температура в конце сжатия будет настолько высокой, что будет выгорать смазка. Резко возрастут также механические потери и перекачка газа между поршнем и цилиндром, поэтому при сжатии газа выше 1 Мпа принимают многоступенчатые компрессоры.

В многоступенчатых компрессорах сжатие происходит последовательно в нескольких цилиндрах с промежуточным охлаждением газа после каждого цилиндра (рис 7).

Диаграмма работы идеального трехступенчатого компрессора показана на рис.8. Линия а-1 показывает процесс всасывания, линия 1-2 – процесс сжатия газа до давления р2 в первом цилиндре, линия 2-в – процесс нагнетания в первый охладитель, в-3 – процесс всасывания охлажденного газа, 3-4 – сжатие во втором цилиндре до давления р3, 4-с – нагнетания газа во второй охладитель, с-5 – процесс всасывания из второго охладителя в третий цилиндр, 5-6 – процесс сжатия газа в третьем цилиндре до конечного давления р4, с-d – процесс нагнетания сжатого газа в резервуар.




Рис.8 - Диаграмма работы трехступенчатого компрессора


В многоступенчатых компрессорах достигается некоторое приближение процесса сжатия к наиболее выгодному – изотермическому. Чем больше число степеней, тем ближе процесс приближается к изотермическому, но тем дороже компрессор. Степень повышения давления в каждой степени многоступенчатого компрессора должна быть одинаковой:

, (3.8)

где: т – число ступеней компрессора;

р1 – давление газа во всасывающем патрубке первого цилиндра;

рк – давление в нагнетательном патрубке последнего цилиндра.

Для идеального многоступенчатого компрессора работа определяется по формуле (3.12-3.13) с последующим умножением на число ступеней. С точки зрения характеризуется внутренним относительным КПД. Охлаждаемые компрессоры обычно характеризуются изотермическими КПД:

, (3.9)

неохлаждаемые – адиабатическим:

, (3.10)

где: ак – работа, затрачиваемая в компрессоре, Дж/кг;

и - работа, затрачиваемая в идеальном компрессоре при изотермическом и адиабатическом сжатии.

Зная КПД компрессора, можно определить работу и мощность, затрачиваемые в реальном компрессоре.

Объемная производительность идеального компрессора, приведенная к параметрам всасывания (к давлению р1 и температуре Т1),

, (3.11)

где: V – объем цилиндра, описываемый поршнем, м³;

n – число оборотов вала компрессора, 1/мин.

В реальном компрессоре за счет вредного пространства объем цилиндра, описываемый поршнем, меньше на величину объема вредного пространства. К тому же сопротивление всасывающих клапанов уменьшает заполнение цилиндра; утечка уменьшает количество газа, поступающего в нагнетательную линию. Все эти и другие потери обычно учитываются коэффициентом подачи ε, который показывает, какую часть составляет производительность реального компрессора по отношению к идеальному. Объемная производительность реального компрессора определяется по формуле

, м³/с, (3.12)

а массовая

, кг/с, (3.13)

где: р1 – плотность газа или пара во всасывающем патрубке, м³/кг.

Устройство поршневого компрессора. На рис.9 в качестве примера показан продольный разрез одноступенчатого поршневого компрессора. Привод компрессора осуществляется от электродвигателя с наибольшим числом оборотов, который вращает коленчатый вал 3. С помощью шатуна 4 вращательное движение преобразуется в возвратно-поступательное движение ползуна 5, который движется в направляющих 6 и соединен с поршнем штока 7. Место прохода штока в левую полость цилиндра уплотняется сальником 8. Здесь обе полости цилиндра рабочие, поэтому компрессор называется компрессором двойного действия в отличие от компрессоров простого действия, у которых только одна полость рабочая.

Для компрессора двойного действия производительность, подсчитанная по формулам (40;41), должна быть удвоена.

Между поршнем и цилиндром должен быть зазор для компенсации расширения поршня при его нагревании. Для уменьшения утечек газа через этот зазор поршень снабжается поршневыми кольцами 10.

Поршневые компрессоры получили преимущественное распространение. Только там, где возникает необходимость в больших расходах воздуха при невысоких давлениях, используют лопаточные компрессоры. Рис.9 - Продольный разрез одноступенчатого поршневого компрессора.


1 – цилиндр; 2 – поршень; 3 – коленчатый вал; 4 – шатун; 5 – ползун; 6 – направляющие; 7 – шток; 8 – сальник; 9 – противовес; 10 – поршневые кольца; 11 – водяная рубашка; 12 – кожух; 13 – клапан.


^ 4. ТУРБОКОМПРЕССОРЫ И ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ


Чтобы получить напор больший, чем в вентиляторах, в турбокомпрессорах и турбовоздуходувках газ сжимают последовательно в нескольких ступенях, каждая из которых имеет свое рабочее колесо. На рис.10 показан продольный разрез четырехступенчатого центробежного компрессора. Газ через всасывающий патрубок поступает на рабочее колесо 1 первой ступени. Выйдя из колеса, газ попадает в диффузор, образованный лопатками 2, установленными по окружности рабочего колеса. Далее сжатый в первой ступени газ по обратному направляющему аппарату 3 подводится к рабочему колесу второй ступени, а затем через улитку 4 второй ступени и патрубок 6 поступает в промежуточный охладитель. Охладившись, газа, поступает во входной патрубок 7 третей ступени. Пройдя последовательно третью и четвертую ступени, сжатый до конечного давления газ через улитку 5 и нагнетательный патрубок 8 поступает к потребителю. Поскольку со стороны нагнетания в каждой ступени давление выше, чем со стороны всасывания, на ротор компрессора действует осевая сила, направленная справа налево. Для разгрузки действия этой силы на подшипники, служит разгрузочный поршень 9, который, как и лопаточные колеса, закреплен на валу. Справа на поршень действует атмосферное давление, а слева – давление сжатого в последней ступени газа. Равнодействующая этих сил давления компенсирует осевую силу и обеспечивает разгрузку подшипников в роторе.





Рис. 10 - Четырехступенчатый центробежный компрессор:

1 – рабочее колесо первой ступени; 2 – лопатка; 3 – обратный направляющий аппарат; 4 – улитка второй ступени; 5 – улитка; 6 – патрубок; 7 – входной патрубок третей ступени; 8 – нагнетательный патрубок; 9 – разгрузочный поршень; 10 и 11 – подшипники.




Рис. 11 - Схема осевого компрессора: 1 – подвижная рабочая лопатка; 2 – направляющая лопатка; 3 – барабан; 4 – корпус.

В осевом компрессоре (рис.11) газ проходит в осевом направлении ряд последовательно чередующихся, профилированных, подвижных, рабочих лопаток 1 и неподвижных направляющих лопаток 2, расположенных по окружности. Подвижные лопатки закреплены на вращающемся барабане 3, а направляющие – в корпусе 4. Каждый ряд рабочих и направляющих лопаток образует ступень компрессора. Поскольку степень повышения давления в одной ступени невелика эти компрессоры всегда делают многоступенчатыми.

Таблица 4.1 - Технологические данные турбокомпрессоров



Компрессор


n ,мин-1


Q, м3мин


H, м


ТВ-80-1,6

ТВ-80-1,8

ТГ-80-1,6

ТГ-80-1,8


2900

2900

2900

2900


85

85

85

85


6,0

8,0

6,0

8,0



^ 5. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС В ОДНОСТУПЕНЧАТОМ КОМПРЕССОРЕ


Действительный рабочий процесс в компрессоре и действительная индикаторная диаграмма отличаются от теоретического процесса и диаграммы по ряду причин. Эти причины перечислены при рассмотрении термодинамических основ работы компрессора и определении теоретического процесса предположительно, то, что после нагнетательного хода поршня в цилиндре не остается газа.

В действительности в пространстве между поршнем и крышкой цилиндра, включая каналы до плоскости клапанов, остается газ или воздух в то время, когда поршень достигает своего крайнего положения. Это положение называют мертвым, а объем пространства, в котором задерживается газ, называется вредным пространством. Объем вредного пространства может быть измерен количеством залитой в ней воды, так как непосредственное определение вредного пространства оказывается затруднительным из-за сложности каналов. Обычно объем вредного пространства составляет от 2 до 7% рабочего объема цилиндра V1.

Рассмотрим диаграмму действительной работы компрессора. Обозначим объем вредного пространства через V0. Вследствие того, что во вредном пространстве газ оказывается сжатым до давления p2, всасывание его в цилиндр начинается не тогда, когда поршень сдвигается с мертвой точки, а только после того, когда газ расширяется в цилиндре, заняв объем V´0, давление его снизится до p2. Только после этого в точке 1 начинается всасывание.





Рис. 12 - Диаграмма действительной работы компрессора


Отсюда видно, что вредное пространство отрицательно сказывается на подаче компрессора, так как фактически засасываемый объем V´1 газа менее объема V1. Отношение

(5.1)

называют объемным коэффициентом полезного действия компрессора.

Так как V1= FS, a V´1= FS1, то объемный КПД можно представить как:

, (5.2)

где S1- часть хода поршня, на протяжении которой происходит всасывание газа.

Объем вредного пространства V0 можно выразить в долях хода поршня, приняв условный ход поршня, соответствующий вредному пространству:

. (5.3)

Тогда относительное значение вредного пространства в долях хода поршня определяется отношением

. (5.4)

Объемный КПД λ0, который, в конечном итоге, характеризует собой влияние вредного пространства на подачу компрессора , определяется из таких соображений.

Объем сжатого газа во вредном пространстве

. (5.5)

Объем этого же газа при расширении до давления p1

. (5.6)

Отношение объемов

. (5.7)

Умножив обе части этого равенства на и произведя необходимые преобразования, получим



или



При изотермическом процессе , а потому

. (5.8)

В общем случае при политропическом процессе

. (5.9)

Из этих зависимостей видно, что объемный КПД компрессора тем меньше, чем больше вредное пространство Е и степень сжатия р2 / р1.

Следует заметить, что вредное пространство можно считать действительно вредным только с точки зрения снижения подачи компрессора.

С точки зрения энергетической оно не является вредным, так как энергия, затрачиваемая на сжатие газа во вредном пространстве, почти вся возвращается при его расширении в течение всасывающего хода поршня.

В связи с тем, что в реальном компрессоре подъем клапанов и движение газа в соединительных каналах связано с преодолением соответствующих гидравлических сопротивлений, фактическое давление газа при всасывании снижается до давления меньшего, чем р1, а при нагнетании давление повышается больше, чем до р2.

Поэтому фактически линия всасывания 1-b-2 проходит ниже линии атмосферного давления 1-2, а линия нагнетания 3-a-4 проходит выше линии 3-4 конечного сжатия газа.

При неправильной работе компрессора происходит искажение его нормальной индикаторной диаграммы. Определение дефекта в работе компрессора производится путём сравнения полученной диаграммы с нормальной.

Действительный рабочий процесс на всасывании компрессора связан не только с преодолением гидравлических сопротивлений, но и с утечкой и нагревом газа при его движении через всасывающие клапаны. Вследствие этого действительная степень накопления λ цилиндра меньше его объёмного КПД λ0.

Отношение объёма поданного газа, составляет 92-98% объемного КПД. Часто принимают λ= λ0.-0,04.

Из всего сказанного выше следует, что подача компрессора, отнесённая к условиям всасывания, определяется по зависимостям, аналогичным тем, которые применяются для определения подачи поршневых насосов. Так, подача компрессора одинарного действия определяется зависимостью:

, ( 5.10 )

а подача компрессора двойного действия

. ( 5.11 )

Пример: Насос двойного действия для подачи сатурационного газа на сахарном заводе имеет размеры: диаметр цилиндра D=500 мм.; ход поршня

s=800 мм; диаметр штока d=125 мм; частота вращения n=90 минˉ¹; давление всасывания p1=0.08 МПА, давление нагнетания p2=0.16; вредное пространство E=0,05. Определить подачу газового насоса.

Решение. Определяем объемный КПД по формуле (5.9), считая процесс изометрическим,

λ0= 1-0,05(-1)=0,95;

степень наполнения

λ= λ0-0,04=0,95-0,04=0,91;

площадь поршня

F=;

площадь штока

f= ;

подачу насоса

Q=(2∙0.196-0.012) ∙0.91 .


^ 6. МНОГОСТУПЕНЧАТОЕ СЖАТИЕ


При необходимости получения газа под высоким давлением возникает вопрос о целесообразности его сжатия в одной ступени или распределения общего повышения давления на две или несколько последовательно работающих ступеней компрессора. Рассмотрим этот вопрос.

При увеличении степени сжатия р2/р1 газа в соответствии с формулами и даже при минимальном объёме вредного пространства (Е=0,05) объёмный КПД компрессора уменьшается. При достижении некоторой степени сжатия р2/р1 объёмный КПД λ0 может стать равным нулю. В этом случае сильно сжатый газ во вредном пространстве до давления р2 будет расширяться в цилиндре в течение всего (всасывающего) хода поршня и только к концу его давление снизится до р1 .

Компрессор в этом случае не всасывает газ и работает вхолостую.

Предельную степень сжатия для изотермического процесса компрессора найдём по формуле

0=1-0,05(-1), ( 6.1 )

откуда

=21. ( 6.2 )

Если принять λ0=0,7 приемлемым для работы компрессора, то получим: 0,7=1-0,05(-1), откуда =7. Следовательно, приемлемое значение объёмного КПД, обусловленное наличием вредного пространства, ограничено степенью сжатия =7.

Сжатие газа связано с повышением температуры, которая при адибатическом процессе может быть найдена по формуле

Т2=Т1(). ( 6.3 )

Так, например, конечная температура, °С, полученная при степенях сжатия воздуха с начальной температурой 20°С и подсчитанная для адиабатического процесса, равна:

При =2 - - - - 85 ; =7 - - - - 239;

=4 - - - - 165; =8 - - - - 263.

=6 - - - - 220;


Предельная температура вспышки обычно применяемых смазочных масел колеблется в пределах 220-240°С . Из приведенного следует, что для предотвращения вспышки масла в цилиндре компрессора или образования взрывоопасного нагара на его стенках, максимальной степенью сжатия

можно считать =6 или =7.

При одноступенчатом сжатии с увеличением отношения давлений адиабата всё больше расходится с изотермой. Вследствие этого избыток работы в адиабатическом смысле по сравнению с изотермическим значительно возрастает.





Рис.13 Диаграмма сжатия в многоступенчатом компрессоре.


Самое тщательное охлаждение цилиндра не приближает существенно процесса сжатия к изотермическому. Для обеспечения более высокой экономичности процесса применяют двух- и многоступенчатое сжатие газа с промежуточным охлаждением между ступенями.

Это следует из теоретической pV диаграммы рабочего процесса в трёхступенчатом компрессоре. Рассмотрим первую ступень. Процесс всасывания происходит на линии а-1. В связи с тем, что давление газа ещё небольшое, допускается адиабатический процесс сжатия по линии 1-2.Нагнетание газа на первой ступени компрессора в промежуточный холодильник производится по линии 2-b.

Вследствие охлаждения газа после первой ступени до начальной температуры, объём её (2-b) уменьшается до значения, определяемого отрезком между точками b-3 при том же давлении p2 . Следовательно, отрезок 2-3 показывает изменение объёма газа при охлаждении под постоянным давлением.

Процесс всасывания во второй ступени происходит по линии b-3 при давлении р2. Вследствие отвода части тепла охлаждением сжатие газа во второй ступени происходит по политропе 3-4 до давления р3. Нагнетание газа из второй ступени в промежуточный холодильник происходит по линии 4-с. При этом объём сжатого газа до промежуточного охлаждения определяется отрезком с-4. После охлаждения до начальной температуры при постоянном давлении р3 объём газа уменьшается и может быть определён отрезком с-5. Следовательно, отрезок 4-5 показывает изменение объёма газа при р 3 = const в холодильнике после второй ступени.


Процесс всасывания на третьей ступени происходит по лини с-5, при давлении р3. Вследствие охлаждения компрессора сжатия газа до р4 в третьей ступени по политропе 5-6. Нагнетание газа в сборник происходитходит по линии 6-d при постоянном р4.

Для обеспечения нормальной работы многоступенчатого компрессора должны быть удовлетворены такие требования:

а) газ во всех холодильниках должен охлаждаться до начальной температуры всасывания в первой ступени;

б) конечные температуры сжатия во всех ступенях должны быть одинаковыми.

Обычно степень сжатия ε в каждом цилиндре многоступенчатого компрессора принимается одинаковой, так при этом расход мощности на каждую ступень будет одинаковым, а это удобно из конструктивных соображений и условий прочности.

При соблюдении этих условий выполняются равенства:

=( ); =( ) ; ( 6.4) ( 6.5 )


=( ) и , ( 6.6 ) ( 6.7)

откуда для трёхступенчатого компрессора находим

===. ( 6.8 )

Для компрессора с Z ступенями можно по аналогии записать

, ( 6.9 )

где - давление на выходе компрессора.

Отсюда степень сжатия

, ( 6.10 )

число ступеней z выбирается таким, чтобы степень сжатия в каждой из них не превышала =4. Это относится к крупным компрессорам. При такой степени сжатия температуры, возникающие в цилиндрах компрессора, не слишком высоки и надёжная смазка обеспечена. Только в малых компрессорах допускается большая степень сжатия.

Для компрессоров, применяемых в пищевой промышленности, обычно количество ступеней принимают равным; одну ступень при сжатии воздуха или газа до 0,5-0,7 МПа; две ступени- до 2,5 МПа и три ступени- до 12,5 МПа. Свыше 12,5 МПа принимают 4 ступени и более.

Так, например, при необходимости сжать воздух до 6,4 МПа принимают три ступени компрессора. В таком случае степень сжатия будет и, следовательно, в первой ступени воздух будет сжат до 0,4, во второй до 1,6, а в третьей – до 6,4 МПа.

Так в каждой последующей ступени объём газа уменьшается, то объём цилиндров компрессора для каждой последующей ступени должен быть меньше во столько раз, во сколько раз сжимается газ, а именно:

.

Из диаграммы процесса многоступенчатого сжатия (рис.13) видно, что если бы сжатие газа было произведено в один приём по линии сжатия 1-е, то площадь диаграммы ( а-1-е-d-a)





Рис.14 - Схема установки многоступенчатых компрессоров



  1. ^ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ


Расход сжатого газа обычно не вполне соответствует расчетному. Он может меняться в значительных пределах в зависимости от характера и условий работы потребителей. Поэтому давление в газосборнике меняется, так как объем его рассчитывается, главным образом, из условий выравнивания неравномерностей подачи газа поршнем, движущимся с переменной скоростью.

Только весьма кратковременное несоответствие между подачей компрессора и расходом может быть компрессировано воздухосборником ( ресивером ) , который при возрастании давления принимает избыток газа , а при снижении – его отдает. Обычно же с уменьшением расхода газа потребителями давление в газосборнике увеличивается и может превысить пределы допустимого. Как известно, при подборе компрессора стремятся к тому, чтобы его номинальная подача немного превышала расход потребителя. Поэтому практически регулирование подачи, т. е. приведение подачи компрессора ниже номинальной.

Наиболее простым и удобным способом регулирования является изменения частоты вращения приводного вала компрессора. Однако этот способ применим только в том случае, если привод осуществляется от паровой машины или двигателя внутреннего сгорания.

При наиболее распространенном современном способе привода компрессоров, электроприводе, регулирования изменением частоты вращения оказывается неприемлемым как с конструктивных, так и с энергетических соображений. Если приводной двигатель работает с постоянной частотой вращения, то регулирование подачи компрессора может быть осуществлено следующими способами.

Регулирование за счет полного или частичного принудительного открытия всасывающих клапанов. Это приводит к полному или частичному переводу компрессора на холостой ход .

При полном открытии всасывающих клапанов сжатия клапана в цилиндре не происходит и засасываемый газ снова выталкивается во всасывающую трубу. Если всасывающие клапаны закрываются не полностью или только на части хода поршня, то, как конструктивных, так и энергетических условий, применять полное открытие всасывающих клапанов на части хода поршня.

Регулирование за счет перепуска газа из нагнетательного трубопровода во всасывающий. Такой перепуск может быть свободным или дроссельным. При последним способе регулирования происходит более плавное изменение подачи компрессора, но без уменьшения потребляемой мощности . Поэтому в практике чаще применяется более простой и более экономичный способ – свободный перепуск с помощью байпасного вентиля .

Регулирование за счет дросселирования во всасывающем трубопроводе. Дросселирование вызывает падение давление p1 при всасывании компрессора Следовательно , при неизменном давлении нагнетания степень сжатия = будет увеличиваться , а объемный КПД будет уменьшаться . Естественно , при этом будет уменьшаться и подача компрессора . Но в соответствии с зависимостями и вследствие повышения степени сжатия будет увеличиваться расход энергии на каждый килограмм сжатого газа . Поэтому применение указанного способа регулирования является неэкономичным .

Регулирование за счет подключения дополнительного вредного пространства. Если крышки цилиндра компрессора сделать пустотелыми и разделить полости на несколько ячеек , подключаемых к вредному пространству , или каким-либо иным путем подключить к вредному пространству некоторый регулируемый объем, то общий объем вредного пространства будет переменным . В этом случае регулирование объема вредного пространства будет заключаться в подключении или отключении части или всего дополнительного вредного пространства.

Увеличение объема вредного пространства Е, как это видно из зависимостей, и ведет к уменьшению объемного КПД и, следовательно, к уменьшению подачи компрессора . Однако при этом удельный расход энергии, как было показано ранее, не увеличивается. Такой способ регулирования является наиболее целесообразным .

Каждый из приведенных способов регулирования подачи компрессоров конструктивно разработан и может вводиться в действие вручную или автоматически с помощью различных устройств. В настоящее время автоматические способы регулирования разработаны с достаточной надежностью и поэтому ручное регулирование подачи компрессоров постепенно уступает место автоматическому.





Пример №1 Атмосферный воздух при температуре 20 ºС и давлении 1 ат занимает объем 10 м³. Давление и температура воздуха повысились до 6 ат и 100 ºС. Установить величину изменения объема воздуха.

Решение. Из уравнения (8) имеем:

, м³.

Учитывая соотношение T = t + 273,15 ºС .

Следовательно, объем воздуха уменьшается, т. е. 10 - 2,12 = 7,88 м³.


Пример №2 Объем, занимаемый 200 кг воздуха, при постоянной температуре расширяется вдвое. Начальные параметры воздуха: р1=2 ат и t1=27 ºС. Определить конечное давление воздуха и совершенную им работу.

Решение. В данном случае имеем изотермный процесс. По условию примера, v2 = 2v1; по закону Бойля – Мариотта, конечное давление воздуха:

.

Работа изотермного расширения, совершенная 1 кг воздуха, определяется выражением:

.

Газовая постоянная воздуха R = 287,24 Дж/(кгּград). Работа расширения, совершенная 200 кг воздуха, равна:

L = 59718ּ200 = 11,94ּ10 Дж = 11,94 МДж.


Пример №3 При начальной температуре 80 ºС и постоянном давлении сжимается 100 кг воздуха. Определить конечную его температуру, если во время сжатия был произведен отбор 4,2 МДж теплоты.

Решение. В данном примере имеем изобарный процесс. По формуле (17) можем написать:

,

откуда конечная температура воздуха t2 равна:

ºС.

(Воздух производит работу сжатия, поэтому перед Qр поставлен знак минус). Удельная теплоемкость воздуха при постоянном давлении ср = =1005 Дж/(кгּград).


Пример №4 Компрессор забирает для подачи в сеть воздуходувов 1000 м³/ч воздуха с наружной температурой 20 ºС. Давление воздуха при входе в компрессор 100 кН/м² и при выходе из него 400 кН/м². Насколько изменяется температура и объем воздуха после его выхода из компрессора?

Решение. В компрессоре воздух сжимается, при этом он нагревается без отвода теплоты. Если пренебречь теплопотерями в окружающую среду, то данный процесс изменения состояния воздуха приближенно можно рассматривать как адиабатный и воспользоваться зависимостями для этого процесса (см. формулы23-24). Показатель адиабаты для воздуха k=1,4. Тогда:



следовательно, температура воздуха повысится на 436 - (273,15+20) = 143 ºС. Изменение объема воздуха можно определить по выражению:

.

В процессе изменения состояния объема воздуха уменьшился на

∆V = = 1000 – 327 = 628 м³/ч.


Пример №5 Воздухопровод, имеющий внутренний диаметр d = 207 мм, рассчитан, на расход воздуха Q1 = 2 м³/сек при первоначальном давлении 8 ат. Потери давления на участке составили ∆р = 2 ат. Определить средний расход и среднюю скорость воздуха на участке, приняв Т2 = Т1.

Решение. По формуле (2.8), конечный объемный расход воздуха:



Средний расход воздуха на участке

Начальная скорость :

Конечная скорость воздуха на участке воздухопровода:



Средняя скорость воздуха на участке:



Проверка расчета:


Пример №6 Дано: Gн = Gв= 100 кг/сек, µв = µн = 0,56, tв = 28 ºС , tн = 18 ºС . Расстояние между центрами приточных и вытяжных отверстий h = 10 м. Определить площади отверстий.

Решение. Для заданных температур γн = 1,213 кгс/м³ , γв = 1,173 кгс/м³ . Принимаем площади верхних и нижних отверстий одинаковыми по формуле



при Fв = Fн:



Абсолютное значение давлений в центрах отверстий:



Скорости воздуха в отверстиях определяем по формуле



По формулам:





Результаты сходятся, расчет сделан правильно.


Пример №7 Для производственных процессов завода необходим сжатый воздух давлением 18 МПа . Определить число ступеней компрессора и установить распределение давлений в каждой ступени, учитывая, что начальное давление р1=0,1 МПа.

Решение Число ступеней выбирается равной 4, исходя из ранее указанных рациональных условий сжатия в каждой ступени.

При одинаковой степени сжатия  во всех ступенях по формуле получаем:

=.

Следовательно , распределение давлений в ступенях должно быть таким.

На всасывании На нагнетании

Первая ступень р1=0,1 МПа; р2=0,366 МПа ;

Вторая ступень р1=0,366 МПа; р2=1,34 МПа ;

Третья ступень р1=1,34 МПа; р2=4,9 МПа ;

Четвертая ступень р1=4,9 МПа; р2=18,0 МПа ;


^ СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ


1.Киселев В.И. Насосы , компрессоры , вентиляторы. М. , Металлургиздат, 1959г

2. Шлипченко З.С. . Насосы , компрессоры и вентиляторы .,Киев , 1976г

3.Ломакип А.А. Центробежные и осевые насосы .,Машиностроение , 1966г


Методические указания


Воздуходувные станции (для студентов 3 – 5 курсов дневной и заочной форм обучения).


Авторы: Юрий Петрович Титов

Николай Михайлович Яковенко


Ответственный за выпуск: проф. Душкин С.С.


Редактор: Н.З. Алябьев


Корректор З.И. Зайцева


План 2006, поз 376




Подп. к печати 5.12.2006 Формат 60 х 84 1/16 Бумага офисная

Печать на ризографе Усл.- печ. л. Уч.- изд. л. з.

Зак.№ Тираж 50экз

61002. г. Харьков, ХНАГХ, ул. Революции 12




Сектор оперативной полиграфии ВЦ ХНАГХ

610002 г. Харьков, ул. Революции, 12








Скачать 391,35 Kb.
оставить комментарий
Дата27.09.2011
Размер391,35 Kb.
ТипМетодические указания, Образовательные материалы
Добавить документ в свой блог или на сайт

Ваша оценка этого документа будет первой.
Ваша оценка:
Разместите кнопку на своём сайте или блоге:
rudocs.exdat.com

Загрузка...
База данных защищена авторским правом ©exdat 2000-2017
При копировании материала укажите ссылку
обратиться к администрации
Анализ
Справочники
Сценарии
Рефераты
Курсовые работы
Авторефераты
Программы
Методички
Документы
Понятия

опубликовать
Документы

наверх