double arrow

Действительный рабочий цикл поршневого компрессора


Рис. 8.8 Индикаторная диаграмма идеального цикла поршневого компрессора

Процесс всасывания отображает линия 1-2. Воздух поступает в цилиндр через открытый всасывающий клапан при постоянном атмосферном давлении по мере движения поршня из крайнего левого положения вправо. В момент начала возвратного движения поршня (точка 2) мгновенно закрывается всасывающий клапан. По мере перемещения поршня влево уменьшается объем воздуха с одновременным повышением давления (линия сжатия 2-3). Процесс сжатия завершается, как только давление воздуха в цилиндре достигнет давления в пневмосети (точка 3). В этот момент открывается нагнетательный клапан и при дальнейшем движении поршня влево происходит процесс вытеснения воздуха (линия 3-4) при постоянном давлении, равном давлению воздуха в пневмосети. Линия 4-1 характеризует процесс мгновенного падения давления в цилиндре в момент начала очередного процесса всасывания, когда мгновенно закрывается нагнетательный клапан и открывается всасывающий. Диаграмму 1-2-3-4 называют индикаторной диаграммой идеального рабочего цикла поршневого компрессора.

Площадь индикаторной диаграммы численно равна энергии, сообщаемого воздуху за рабочий цикл компрессора. Для определения ее величины на диаграмме 1-2-3-4 выделим элементарную площадку с переменной длинной

V и шириной dp. Расход энергии за цикл (работа сжатия)

, где р1 = р2 - начальное давление воздуха в цилиндре, в идеальном случае численно равное атмосферному,

р2 = рс - давление в цилиндре компрессора в конце процесса сжа­тия, одинаковое с давлением воздуха в пневматической сети.

При изотермическом процессе компрессора (линия 2-3 на рис.3.5), когда полностью отводится тепло от стенок цилиндра (температура воздуха в цилиндре постоянна), закон сжатия имеет вид:


где р1 = р0, a V - начальный объем воздуха в цилиндре, равный объему рабочей камеры Vp.

В этом случае работа сжатия за цикл

Если pв барах, V в м3, то удельная энергоемкость сжатия - расход энергии, отнесенный к единице объема сжимаемого воздуха (Дж/м3 ), будет определяться следующим образом:

где , - степень повышения давления воздуха в цилиндре.

В поршневом компрессоре посредством системы охлаждения удается отвести только часть тепла, выделяющегося при сжатии воздуха, и процесс сжатия воздуха характеризуется политропным законом:

где n- показатель политропы сжатия, зависящий в общем случае от рода газа и интенсивности отвода тепла.

Политропа сжатия 2-3 круче изотермы 2-3, так как изменение давление помимо объемного сжатия, в этом случае интенсифицируется подогревом за счет внутреннего тепла, выделяющегося в процессе сжатия.

При отсутствии теплообмена между цилиндром и окружающей средой, адиабатном процессе, закон сжатия описывается уравнением вида с показателем п = к , зависящим только от рода газа (линия 2-3**). Для воздуха показатель адиабаты к = 1,4. Соответ­ственно, для политропического процесса 1<n <к . При неудов­летворительной работе системы охлаждения помимо нагрева внутренним теплом воздух подогревается теплом, выделяющимся в результате трения между поршнем и цилиндром. В этом случае имеет место гипер -адиабатное сжатие с показателем n > 1,4 (линия 2-3***).

Удельная энергоемкость (Дж/м3) при адиабатном процессе сжатия

По формулам, аналогичным, определяют удельную энергоемкость политропного и гиперадиабатного процессов сжатия, если известны соответствующие показатели политропы.

Сравнивая рабочие циклы компрессора при различных законах сжатия, видим, что энергоемкость сжатия увеличивается по мере перехода от изотермического процесса к политропному и адиабатному, так как увеличивается площадь индикаторной диаграммы цикла. При гиперадиабатном сжатии она имеет наибольшую величину. Следовательно, улучшение работы системы охлаждения - одно из направлений снижения энергоемкости сжатия воздуха в компрессоре.Теоретическая мощность (кВт) компрессора при известней удельной энергоемкости сжатия определяется следующим образом:

где Qт - теоретическая производительность компрессора, м3/мин.

Если в формуле удельная энергоемкость определяется по изотермическому процессу, то получают теоретическую изотермическую мощность компрессора Nт. u(кВт); адиабатному процессу сжатия соответствует теоретическая адиабатная мощность Nт. а (кВт):

Теоретическая производительность Qт3/мин), измеряемая объемом сжимаемого атмосферного воздуха, однозначно определяется через объем рабочих камер Vри число двойных ходов поршня (частоты вращения коленчатого вала n), Для компрессора простого действия она будет определяться следующим образом:

где n - частота вращения коленчатого вала, об/мин,

Dц – диаметр цилиндра, м,

S - ход поршня, измеряемый расстоянием между крайними поло­жениями его рабочих поверхностей, м.

Для компрессора двойного действия формула преобразуется в следующую

Где d ш - диаметр штока, м.

Если компрессор выполнен по многоцилиндровой схеме с параллельным соединением нескольких цилиндров, приводимых в действие от общего коленчатого вала, то результат должен быть умножен на количество цилиндров .

Теоретическая производительность компрессора не зависит от степени повышения давления воздуха в цилиндре. Следовательно, поршневой компрессор, как и поршневой насос, обладает жесткой по расходу теоретической напорной характеристикой. Зависимость изображается прямой, параллельной оси давлений. В идеальном случае конечное давление в цилиндре компрессора может быть беспредельно большим.

Факторы, которые не учитывались при теоретическом анализе работы компрессора, оказывают существенное влияние на его рабочий цикл. Поэтому индикаторная диаграмма реального поршневого компрессора значительно отличается от идеального. Действительная индикаторная диаграмма (рис.8.9) рабочего цикла записывается специальным прибором (индикатором) при заводских или промышленных испытаниях компрессора.


Сейчас читают про: