Научная электронная библиотека
6.3. Теоретические и действительные рабочие процессы в поршневом компрессоре
Рабочий процесс в идеальном поршневом компрессоре удобно рассматривать, воспользовавшись диаграммой процесса в системе координат р – v (рис. 6.2, а) [1].
Крайнее правое положение поршня в цилиндре соответствует точке 1 – цилиндр заполнен воздухом (газом) с параметрами р1, v1 и Т1, всасывающий клапан закрыт. При движении влево поршень сжимает заключенный в цилиндре воздух (газ). Процесс сжатия характеризуется в общем случае политропой 1 – 2 и заканчивается в точке 2, в которой газ характеризуется параметрами р2, v2 и Т2. В зависимости от условий сжатие может осуществляться по изотерме 1 – 2’», политропе 1 – 2, адиабате 1 – 2’ и политропе 1 – 2» с большим значением показателя n. В идеальном компрессоре, в котором отсутствует сопротивление нагнетательных клапанов, момент окончания сжатия совпадает с моментом открывания нагнетательных клапанов и началом нагнетания газа в напорный трубопровод.
Рис. 6.2. Диаграммы одноступенчатого поршневого компрессора:
идеального (а) и реального (б)
При движении поршня от точки 2 до точки 3 воздух из цилиндра выталкивается в нагнетательный трубопровод, при этом давление p2 и температура T2 не изменяются. Процесс протекает по линии 2 – 3 (2′ – 3,
2″ – 3, 2′» – 3), которая называется линией нагнетания. В крайнем левом положении поршня (точка 3) нагнетательный клапан (клапаны) закрывается. С началом движения поршня вправо давление в цилиндре падает до давления р1 во всасывающем трубопроводе и открывается всасывающий клапан. При движении поршня вправо происходит процесс заполнения цилиндра газом (всасывание); линия 4 называется линией всасывания. Процесс всасывания заканчивается в точке 1, и затем цикл повторяется.
Работа, затрачиваемая в цикле компрессора, пропорциональна площади f диаграмм:
Здесь k – масштабный коэффициент.
Знак «минус» в выражении (6.3) указывает, что в момент всасывания система вместе с поступающим газом получает извне часть энергии, на величину которой уменьшается общее количество работы за цикл.
Таким образом, суммарная работа цикла компрессора
Приводя затраченную работу к удельной, т. е. к работе, затрачиваемой на сжатие 1 кг газа, получаем lп = lсж+ lн – lвс или
. (6.5)
Действительный процесс в одноступенчатом компрессоре
Работа реального компрессора и термодинамические процессы, совершающиеся при этом, в действительности значительно отличаются от работы и процессов, происходящих в идеальном компрессоре. Это отличие, прежде всего, заключается в том, что в цилиндре реального компрессора после окончания процесса нагнетания (крайнее левое положение поршня) остается определенное количество газа объемом v0, сжатого до давления нагнетания p3. Во время процесса всасывания этот газ расширяется и заполняет часть объема цилиндра, уменьшая производительность компрессора. Поэтому пространство цилиндра, заполняемое этим остаточным газом, называется «вредным».
Вредный объем газа складывается из объема, образующегося в зазоре между поверхностью поршня (до первого уплотнительного кольца) и поверхностью цилиндра, а также объема клапанной коробки и газовых каналов в клапане до рабочей пластины.
Второй особенностью работы реального компрессора является тот факт, что при его работе происходит непрерывное изменение параметров состояния p, v и Т, обусловленное наличием затрат энергии на преодоление гидравлических сопротивлений при перемещении газа внутри цилиндра от приемного трубопровода до напорного, а также наличием теплообмена, имеющего различную интенсивность для каждого момента цикла компрессора.
Диаграмма цикла реального компрессора изображена на рис. 6.2., б. На этой же диаграмме для сравнительной оценки пунктирными линиями нанесена диаграмма 1-1’-3-3’ для случая, если бы компрессор работал по идеальному циклу, а расширение газа, оставшегося во вредном пространстве, не влияло бы на производительность компрессора. Действительный цикл компрессора отличается от теоретического.
Процесс сжатия (линия 1 – 2) в общем случае происходит по политропе с переменным, в течение сжатия, показателем п. Сжатие заканчивается в точке 2 при давлении р2, которое больше давления в напорном трубопроводе р3 на величину ∆рн = р2 – р3. Перепад давлений ∆рн необходим для преодоления сопротивления пружин напорного клапана и сил инерции подвижных элементов последнего.
Процесс нагнетания (линия 2 – 3) после открывания клапанов характеризуется уменьшением давления (уменьшается необходимый перепад давлений) и затем некоторым его возрастанием до р2, в связи с увеличением скорости поршня и, следовательно, скорости газа. Максимальное значение давления соответствует максимуму скорости поршня в его среднем положении. При дальнейшем движении поршня скорость его снижается и уменьшается постепенно давление, пока в точке 3 оно не станет равным давлению в напорном трубопроводе р3. Скорость поршня в этой точке равна нулю.
Процесс расширения газа, заключенного во вредном пространстве (линия 3 – 4), происходит в общем случае по политропе, в связи с чем его объем v4 при давлении р1 в приемном трубопроводе больше объема v0 вредного пространства v4 > v0.
Процесс всасывания (линия 4 – 1) начинается при давлении р4, которое ниже давления p1 в приемном трубопроводе, в связи с необходимостью иметь перепад давлений ∆рв = р4 – р1 на преодоление сопротивлений и инерции всасывающего клапана (аналогично, как и для случая нагнетания). Давление при всасывании изменяется дальше по кривой, имеющей минимальное давление р’1, соответствующее максимуму скорости поршня и газа. Из-за наличия сопротивлений во всасывающих каналах давление р»1 в конце всасывания (после остановки поршня в крайнем правом положении и закрывании всасывающего клапана) будет ниже давления во всасывающем трубопроводе р1.
Вопрос 3.1. Принцип работы и термодинамические условия работы поршневого компрессора
Принципиальная схема поршневого компрессора (рис. 3.1) включает цилиндр 1, поршень 2, всасывающий 3 и нагнетательный 4 клапаны, шток 5 и кривошипно-шатунный механизм, состоящий из крейцкопфа 6, шатуна 7 и кривошипа 8.
Рис 3.1. Схема поршневого компрессора
Рабочий процесс в поршневом компрессоре осуществляется за четыре этапа:
Расширение и сжатие газа в компрессоре связаны с изменением его температуры и являются объектом изучения технической термодинамики.
Характер изменения объема газа зависит от условий теплообмена между газом, деталями компрессора и окружающей средой. В зависимости от этого сжатие или расширение могут происходить:
— без теплообмена (адиабатический процесс); т. е. с нагревом газа при его сжатии или охлаждением газа при его расширении;
— с частичным теплообменом (политропический процесс);
— с полным теплообменом (изотермический процесс), т.е. с сохранением одной и той же, постоянной при сжатии и расширении, температуры газа.
Как видно из определений, адиабатический и изотермический процессы являются частными случаями политропического процесса.
Политропический процесс изменения состояния идеального газа удовлетворяет уравнению:
(3.1)
где 
— давление;
Из условий работы поршневого компрессора видно, что процессы сжатия и расширения газа происходят в основном при политропическом процессе.
Изменение температуры газа можно определить, используя уравнение состояния идеального газа:
(3.2)
(3.3)
Теоретические основы работы поршневого компрессора
Объемная производительность
Объем всасываемого компрессором пара (в кубических метрах) за единицу времени (час), составляет его объемную производительность. Теоретическая объемная производительность совпадает с объемом, описываемым поршнями компрессора. Действительная объемная производительность. Действительный рабочий процесс компрессора отличается от теоретического главным образом наличием в цилиндре мертвого пространства, гидравлического сопротивления клапанов, подогрева всасываемого пара от стенок цилиндра, неплотности в клапанах и поршневых кольцах, возможности конденсации пара на холодных стенках цилиндра и свойств фреона растворяться в масле при сжатии паров.
Мертвое пространство.
Мертвое пространство поршневого компрессора представляет собой объем, заключенный между клапанами и днищем поршня в момент нахождения его в верхней, мертвой точке. Основной причиной существования мертвого пространства является линейный зазор между днищем поршня и клапанной доской (не менее 0;01 диаметра цилиндра), предназначенной для компенсации удлинения поршня и шатуна при их нагревании, а также возможной неточности, допущенной при изготовлении деталей и сборке компрессора. В мертвое пространство входит также объем углублений и отверстий клапанов и объем кольцевого зазора между стенкой цилиндра и поршнем (до первого кольца).
В быстроходных компрессорах объем мертвого пространства составляет от 3 до 5% объема цилиндра. В современных малых герметичных компрессорах объем мертвого пространства снижен до 2%. Расширение паров, остающихся в мертвом пространстве цилиндра, уменьшает объем всасывания, а следовательно, и производительность компрессора. Чем больше объем мертвого пространства, тем значительнее снижение действительной производительности компрессора. Поэтому мертвое пространство называют иногда «вредным» пространством.
Гидравлическое сопротивление при всасывании и нагнетании.
Вследствие наличия гидравлического сопротивления клапанов и каналов давление в цилиндре во время заполнения нужно поддерживать несколько ниже давления в испарителе, а при нагнетании — выше давления в конденсаторе. С понижением давления всасывания удельный объем поступающего в цилиндр пара увеличивается, а его плотность и масса уменьшается. Возрастание давления нагнетания приводит к увеличению объема пара, остающегося в мертвом пространстве. Таким образом, сопротивление при всасывании и нагнетании приводит к снижению объемной производительности компрессора.
Подогрев пара при всасывании.
Поступающие в цилиндр холодные пары холодильного агента подогреваются нагревшимися в процессе сжатия стенками цилиндра, днищем поршня, поверхностями крышек и клапанов. Вследствие этого удельный объем всасываемого пара увеличивается, а его масса уменьшается, при этом объемная производительность при установившемся режиме температур снижается.
Влияние утечки пара через неплотности на производительность компрессора. При работе действительного компрессора наблюдаются утечки пара из цилиндра из-за недостаточно плотного прилегания клапанных пластин к седлу, в замках поршневых колец и в местах их прилегания к стенкам цилиндра. В процессе всасывания через неплотный нагнетательный клапан часть пара из нагнетательной полости поступает обратно в цилиндр, а при сжатии через всасывающий клапан и поршневые кольца часть пара возвращается из цилиндра во всасывающую полость или картер компрессора.
Утечки пара через неплотности снижают объемную производительность компрессора.
При нормальных условиях работы компрессора потери составляют 3—4% от объема цилиндра. При плохом прилегании клапанов и изношенных поршневых кольцах такие потери значительно возрастают.
В фреоновых компрессорах при сжатии повышается растворимость фреона в смазочном масле, а при всасывании, когда давление паров понижается, происходит выделение (возгонка) паров фреона из масла, находящегося в этот момент в цилиндре компрессора. Вследствие этого уменьшается действительный объем паров, всасываемых компрессором.
Поршневой компрессор: Теоретические основы работы поршневого компрессора
Объемная производительность.
Объем всасываемого поршневым компрессором пара (в кубических метрах) за единицу времени (час), составляет его объемную производительность. Теоретическая объемная производительность совпадает с объемом, описываемым поршнями компрессора.
Действительная объемная производительность.
Действительный рабочий процесс поршневого компрессора отличается от теоретического главным образом наличием в цилиндре мертвого пространства, гидравлического сопротивления клапанов, подогрева всасываемого пара от стенокцилиндра, неплотности в клапанах и поршневых кольцах, возможности конденсации пара на холодных стенках цилиндра и свойств фреона растворяться в масле при сжатии паров.
Мертвое пространство.
Мертвое пространство поршневого компрессора представляет собой объем, заключенный между клапанами и днищем поршня в момент нахождения его в верхней, мертвой точке.
Основной причиной существования мертвого пространства является линейный зазор между днищем поршня и клапанной доской (не менее 0;01 диаметра цилиндра),предназначенной для компенсации удлинения поршня и шатуна при их нагревании, а также возможной неточности, допущенной при изготовлении деталей и сборке компрессора. В мертвое пространство входит также объем углублений и отверстий клапанов и объем кольцевого зазора между стенкой цилиндра и поршнем (до первого кольца).
В быстроходных компрессорах объем мертвого пространства составляет от 3 до 5% объема цилиндра. В современных малых герметичных компрессорах объем мертвого пространства снижен до 2%.
Расширение паров, остающихся в мертвом пространстве цилиндра, уменьшает объем всасывания, а следовательно, и производительность компрессора. Чем больше объем мертвого пространства, тем значительнее снижение действительной производительности компрессора. Поэтому мертвое пространство называют иногда «вредным» пространством.
Гидравлическое сопротивление при всасывании и нагнетании.
Вследствие наличия гидравлического сопротивления клапанов и каналов давление в цилиндре во время заполнения нужно поддерживать несколько ниже давления в испарителе, а при нагнетании — выше давления в конденсаторе. С понижением давления всасывания удельный объем поступающего в цилиндр пара увеличивается, а его плотность и масса уменьшается. Возрастание давления нагнетания приводит к увеличению объема пара, остающегося в мертвом пространстве. Таким образом, сопротивление при всасывании и нагнетании приводит к снижению объемной производительности компрессора.
Подогрев пара при всасывании.
Поступающие в цилиндр холодные пары холодильного агента подогреваются нагревшимися в процессе сжатия стенками цилиндра, днищем поршня, поверхностями крышек и клапанов. Вследствие этого удельный объем всасываемого пара увеличивается, а его масса уменьшается, при этом объемная производительность при установившемся режиме температур снижается.
Влияние утечки пара через неплотности на производительность компрессора. При работе действительного компрессора наблюдаются утечки пара из цилиндра из-за недостаточно плотного прилегания клапанных пластин к седлу, в замках поршневых колец и в местах их прилегания к стенкам цилиндра. В процессе всасывания через неплотный нагнетательный клапан часть пара из нагнетательной полости поступает обратно в цилиндр, а при сжатии через всасывающий клапан и поршневые кольца часть пара возвращается из цилиндра во всасывающую полость или картер компрессора.
Утечки пара через неплотности снижают объемную производительность компрессора.
При нормальных условиях работы компрессора потери составляют 3—4% от объема цилиндра. При плохом прилегании клапанов и изношенных поршневых кольцах такие потери значительно возрастают.
В фреоновых компрессорах при сжатии повышается растворимость фреона в смазочном масле, а при всасывании, когда давление паров понижается, происходит выделение (возгонка) паров фреона из масла, находящегося в этот момент в цилиндре компрессора. Вследствие этого уменьшается действительный объем паров, всасываемых компрессором.
При всасывании холодных паров и особенно при работе влажным ходом стенки цилиндров значительно охлаждаются. Поэтому при сжатии пара возможна конденсация пара на холодных стенках (в районе всасывающего клапана). При обратном ходе поршня давление падает и жидкий холодильный агент, выкипая, занимает часть объема цилиндров, уменьшая действительную производительность компрессора. Подогрев всасываемого пара в теплообменнике практически исключает эти потери.
Рабочий процесс одноступенчатого поршневого компрессора
Поршневой компрессор засасывает пары хладагента со стороны низкого давления и сжимает их до давления конденсации, при котором они могут отдать окружающей среде тепло, воспринятое в испарителе и компрессоре.
Рабочее пространство компрессора со сторонами всасывания и нагнетания сообщается через всасывающие и нагнетательные клапаны. Они открываются и закрываются вследствие перепада давления между рабочей полостью компрессора и пространством за клапаном.
Для открытия всасывающего клапана давление в цилиндре должно быть меньше давления на стороне испарения, откуда в цилиндр поступают новые порции паров хладагента.
Нагнетательный клапан сообщает полость цилиндра со стороной нагнетания лишь тогда, когда давление в цилиндре превысит давление в конденсаторе.
Для отвода тепла от цилиндров, которые сильно разогреваются при сжатии паров, поршневые компрессоры снабжают рубашками охлаждения или ребрами (при охлаждении воздухом). Через рубашки охлаждения пропускают холодную воду, а ребра охлаждения отдают тепло окружающему воздуху.
При нагревании сам поршень и несущая его деталь — шатун или шток удлиняются, поэтому в устройстве поршневого компрессора предусмотрено, что при нахождении поршня в крайнем положении, называемом «мертвой точкой», между его кромкой и крышкой остается зазор, называемый «мертвым» или «вредным» пространством. Чем больше «вредное» пространство, тем меньше новых паров хладагента всасывается в цилиндр компрессора. Размер вредного пространства вертикальных компрессоров — до 1 мм, горизонтальных 1,2—2,5 мм.
При работе компрессоров различают сухой и мокрый ход.
Сухим ходом компрессора называется такая его работа, при которой пары, засасываемые компрессором, не содержат капелек жидкого хладагента. Сухой ход — важное условие безаварийной работы машины.
При влажном ходе пары несут с собой большое количество капель и тумана жидкости, которые, доиспаряясь во всасывающем трубопроводе и цилиндре, уменьшают холодопроизводительность компрессора. При этом всасывающий коллектор и стенки цилиндра покрываются снеговой шубой. Влажный ход может привести к гидравлическому удару при попадании между крышкой цилиндра и поршнем такого количества жидкого хладагента, которое превышает объем мертвого пространства.
Рис. 12. Диаграмма р—v рабочего процесса одноступенчатого поршневого компрессора:
Процессы, происходящие в поршневом компрессоре, можно показать в диаграмме (рис. 12), устанавливающей зависимость давления Р от хода поршня или объема Vh, описываемого поршнем во время его движения.
Линия 4—1 представляет собой линию всасывания. Она лежит несколько ниже изобары Р0 вследствие сопротивления клапанов.
Адиабата 1—2 характеризует сжатие в цилиндре, которое сопровождается повышением давления и температуры паров.
Линия 2—3 представляет процесс выталкивания паров через нагнетательные клапаны в конденсатор. Из-за сопротивления в нагнетательных клапанах и трубопроводах давление нагнетания несколько выше давления конденсации.
Линия 3—4 характеризует расширение сжатых паров, оставшихся в конце сжатия во вредном пространстве цилиндра; этот процесс продолжается до тех пор, пока давление в цилиндре не достигает величины, при которой открывается всасывающий клапан.
Действительный процесс сжатия паров хладагента отличается от теоретического. Объясняется это тем, что происходит оно не по адиабате, а по другой кривой (политропе) и тем, что всасываются не сухие насыщенные, а перегретые пары. Для установления степени отклонения в работе действительного компрессора от теоретического служит коэффициент подачи.
Коэффициент подачи характеризует потери в действительном компрессоре в зависимости от коэффициента объемного расширения, а также от коэффициентов дросселирования, подогрева и плотности.
Коэффициент объемного расширения учитывает влияние на холодопроизводительность той части паров хладагента, которая не прошла в конденсатор, а осталась во «вредном» пространстве компрессора.
Коэффициент дросселирования учитывает сопротивление всасывающих клапанов. Он равен 0,93÷0,97.
Коэффициент подогрева вводится для учета теплообмена со стенками цилиндра и клапанами. Он колеблется в пределах от 0,9 до 0,95.
Коэффициент плотности учитывает утечки паров хладагента с нагнетательной стороны через поршни и клапаны. Он принимается равным 0,95÷0,98.
Отношение действительной холодопроизводительности к теоретической называется индикаторным коэффициентом.
Механический коэффициент учитывает потери на трение в движущихся частях компрессора и представляет собой отношение индикаторной мощности к эффективной (затрачиваемой на валу компрессора).
Индикаторной называется мощность, затрачиваемая непосредственно в цилиндре компрессора.
Объемная холодопроизводительность для соответствующих условий определяется по таблицам или диаграммам.
Значение коэффициента подачи обычно приводится в паспорте компрессора.
Важной характеристикой при сравнении различных компрессоров по затрачиваемой для производства холода мощности является удельная холодопроизводительность, определяемая отношением холодопроизводительности компрессора к эффективной мощности. Удельная холодопроизводительность с повышением температуры кипения повышается.
