Изучение работы одноступенчатого поршневого компрессора.

Лабораторная работа № 4

Цель работы: ознакомиться с устройством, принципом действия и теплотехническими расчётами характеристик поршневого компрессора.

Приборы и оборудование: стенд, секундомер, измерители температуры (термопара с автоматическим потенциометром и стеклянный термометр)

 

Введение. ( перед выполнением работы ознакомиться с содержанием §3.9)

Особенности расчета характеристик компрессора

Масса воздуха, перекачиваемая компрессором в единицу времени, - величина постоянная и зависит от его конструктивных особенностей. Однако производительность принято определять не в массовых, а в объемных величинах, что часто приводит к путанице и ошибкам в расчетах.

Дело в том, что воздух, как и другие газы, сжимаем. Это означает, что одна и та же масса воздуха может занимать разный объем в зависимости от давления и температуры. Точная взаимосвязь между этими величинами описывается сложной степенной зависимостью или уравнением политропы. В случае компрессора, наполняющего ресивер, это означает, что с ростом давления в ресивере (на выходе компрессора) его объемная производительность уменьшается.

Если объемная подача компрессора - переменная по времени,- какая же цифра указывается в технических характеристиках? Согласно ГОСТ, производитель- ность компрессора - это объем воздуха, выходящий из него, пересчитанный на физические условия всасывания. В большинстве случаев физические условия на входе в компрессор соответствуют нормальным: температура 20⁰С, давление 1 бар. ГОСТ также допускает возможность отклонения реальных характеристик компрессора от указанных в паспортных данных на величину ±5%.

Кстати, на нормальные условия пересчитывают и параметры потребителей сжато го воздуха, чтобы привести их к общему знаменателю с характеристиками источника. Поэтому номинальный расход 100 л/мин означает, что при рабочем давле- нии пневмоинструмент за минуту потребляет такое количество воздуха, которое при нормальных условиях заняло бы объем, равный 100 литрам.

Зарубежные производители, не знакомые с содержанием наших ГОСТов, определяют производительность своей продукции иначе, что порой приводит к ошибкам. В паспортных данных на импортную технику указывается теоретическая производительность компрессора (производительность по всасыванию).

Теоретическая производительность определяется геометрическим объемом воздуха, который поместится в рабочей полости компрессора за один цикл всасывания, умноженный на количество циклов в единицу времени. Она отличается от реальной, выходной, в большую сторону. Отличие учитывается коэффициентом производительности, зависящим от условий всасывания и конструктивных особенностей поршневого компрессора - потерь во всасывающих и нагнетательных клапанах, наличия недовытесненного, «мертвого», объема, приводящих к уменьшению наполнения цилиндра. Для компрессоров профессиональной серии коэффициент производительности может составлять величину от 0,6 до 0,7, причем большие значения соответствуют большей подаче.

Точный расчет характеристик поршневого компрессора сложен и связан с решением степенных уравнений.

В поршневом компрессоре можно получить высокие степени повышения давления. В то же время при большой производительности получаются чрезвычайно боль шие размеры цилиндра и шатунно-кривошипного механизма. Это ведет к необходимости работать с малым числом оборотов, что затрудняет соединение компрессора с турбо- или электроприводом. Кроме того, сжимаемое тело загрязняется смазочным маслом. По изложенным причинам поршневые компрессоры применяют для малой производительности и высокой степени повышения давления.

В настоящее время в автосервисной практике нахо дят применение в основном поршневые устройства. Конструктивно они представляют собой агрегат, включающий компрессорную головку, электропривод, ресивер и устройство автома тического регулирования давления (прессостат).

К основным характеристикам компрессора относятся два параметра - максимальное давление (P_макс) и объемная производительность или подача (Q_д= V_д /τ).

Большинство предлагаемых сегодня на рынке компрессоров развивают давление, превышающее потребности стандартного пневмооборудования и инструмента, используемого при авторемонте. На рынке представлены компрессоры с максимальным давлением 6, 8, 10, 13 бар.

Напомним, что номинальное рабочее давление окрасочных пистолетов 3-4 бар, пневмоинструмента - до 6,5 бар. Исключение составляет пневмопривод шиномонтажных станков, для которого многие производители рекомендуют использовать сжатый воздух при давлении 8-10 бар. Впрочем, практика показывает, что пневма- тика шиномонтажного оборудования надежно работает и при использовании 8-барного компрессора.

Что еще нужно учитывать, определяя максимальное давление, развиваемое компрессором?

Во-первых, следует иметь в виду, что система автоматического регулирования давления всех компрессоров настроена таким образом, что обеспечивает поддержание давления в ресивере с допуском (-2 бар) от максимального значения. Это означает, что в процессе работы компрессора с P_макс=8 бар давление на выходе может изменяться в диапазоне от 6 до 8 бар, у 10-барного, - соответственно, от 8 до 10 бар.

Во-вторых, необходимо учитывать, что наличие протяженных пневмомагистралей до потребителей сжатого воздуха вызывают падение давления в линии. При ошибках в проектировании пневмосети (применении труб малого диаметра, использовании водопроводных запорных устройств, нерациональной прокладке магистралей и т. д.) оно может достигать существенной величины и стать причиной неэффективной работы пневмооборудования. Чтобы избежать возможных неприятностей в таких случаях, нужно отдать предпочтение компрессору с более высоким максимальным давлением.

Из сказанного следует, что в качестве универсального гаражного источника сжатого воздуха можно использовать компрессор с максимальным давлением 8 бар. Если компрессор будет использоваться исключительно для окрасочных работ, можно обойтись и 6-барным, а в случае разветвленных пневмосетей надежнее использовать компрессор, развивающий давление до 10 бар.

Некоторый запас по давлению полезен и с другой точки зрения. Чем выше давление, развиваемое компрессором, тем большую массу воздуха он может закачать в ресивер и тем большее время последний будет опорожняться до минимально допустимо го давления, обеспечивая компрессору время для отдыха.

Кстати, об отдыхе: а нужен ли он железному компрессору? В ответе на этот вопрос кроется ключ к пониманию особенности рабочего процесса в поршневом компрессоре. Учитывая ее, определяют важнейшую характеристику компрессора - производительность. Принципиальная схема и цикл одноступенчатого одноцилиндрового горизонтального компрессора представлен на рис. 1. При движении поршня 2 слева направо давление газа в цилиндре становится меньше давления во всасывающем патрубке. Всасывающий клапан (клапаны обозначены цифрой 3) открывается и по мере движения поршня вправо полость цилиндра заполняется газом теоретически по линии 4-1. При обратном движении поршня справа налево всасывающий клапан закрывается и поршень сжимает газ теоретически по кривой 1-2, пока давление в цилинд

ре не достигнет давления Р_2, равного давлению газа в нагнетательной линии трубопровода. Открывается нагнетательный клапан и поршень выталкивает газ в нагнетательную линию трубопровода при постоянном давлении Р₂ (линия 2-3). В нача ле нового хода поршня слева направо вновь открывается всасывающий клапан, давление в цилиндре падает с Р_2, до Р₁ теоретически мгновенно (линия 3-4) и процесс повторяется. При рассмотрении идеального цикла поршневого компрессора принимают следующие допущения: 1. Отсутствуют сопротивления движению потока газа (в том числе и в клапанах). 2. Давление и температура газа во всасывающей и нагнетательной линиях постоянны. 3. Давление и температура газа в период всасывания, так же как и в период выталкивания газа из цилиндра, не меняются. 4. Мертвое (вредное) пространство в цилиндре компрессора отсутствует. 5.Нет потерь мощности на трение и нет утечек газа.

Рис. 1. Принципиальная схема и идеальный цикл компрессора простого действия.

При изотермическом процессе газ сжимается по кривой 1-2"', при адиабатическом 1-2", а при политропическом 1- 2 или 1-2'. Рассматривая политропический процесс 1-2, видим, что за этот период цикла объем газа уменьшится с V₁ до V₂, давление изменится от р₁ до р₂, а температура - от Т₁ до Т₂. При нагнетании газа в трубопровод (2-3) давление и температура газа остаются неизменными (р₂ и Т₂ ). Весь объем газа V₂ переходит в нагнетательный трубопровод. За период 3-4 в цилиндре снижается давление до давления во всасывающем трубопроводе (р₁)_. Период всасывания (4-1) характеризуется постоянным давлением Р₁ и температурой газа Т₁, в цилиндр поступает объем газа, равный V₁ . Работа сжатия газа от давления всасывания р₁ до давления нагнетания р₂ в цилиндре компрессора за время одного цикла характеризуется площадью инди каторной диаграммы, ограниченной линиями, которые соединяют точки 1-2-3-4. В случае идеального процесса, когда исключены все непроизводительные потери энергии, затрачиваемая энергия равна полезной. Таким образом, индикаторная диаграмма в этом случае дает величину затрачиваемой и полезной работы. При изотермическом процессе газ сжимается без нагрева и выходит с меньшей температурой, чем при адиабатическом или политропическом процессах. Поскольку компрессор предназначен только для сжатия и перемещения газа, то повышение его температуры не является полезной для нас частью работы. Поэтому изотермический процесс (без нагрева газа) более выгоден. При этом процессе на сжатие газа от давления р₁ до давления р₂ затрачивается меньше энергии (см. рис. 1, площадь 1-2" '- 3-4 наименьшая). Однако изотермический процесс трудно осуществить на практике, и компрессо-

ры работают при политропическом или адиабатическом процессе. В реальном компрессоре в силу сопротивления нагнетательного клапана и трубо-провода давление р₂^* (точка m на рис.2) в конце сжатия и при нагнетании выше давления р₂ среды, куда происходит нагнетания. Поэтому нагнетание изобразится линией 2-m-3. Выступ m в начале нагнетания обусловлен инерцией наг нетатель-ного клапана. От точки 3 рабочее тело, оставшееся во вредном пространстве, расширяется – линия 3-4 (рис.2), и реальная индикаторная диаграмма компрессора замы-кается. При поступлении в цилиндр рабочее тело получает тепло от стенок цилиндра, так как температура его при всасывании ниже температуры стенок. Кроме того, оно получа- ет тепло от смешения с газом или паром, оставшимся во вредном пространстве от предыдущего цикла работы и расширившимся до давления всасывания р₁^*.

Рис. 2. Реальная индикаторная диаграмма поршневого компрессора.

 

В результате температура рабочго тела t₁^* оказывается больше темпера-туры среды t ₁, из которой происходит всасывание. Поэтому объем рабочего тела, действитель но всасываемого в цилиндр за один ход поршня, т.е. всасывае мый объем при параметрах р₁^* и t₁^*, изображается на индикатор- ной диаграмме отрезком V_д. Рабочий объем цилиндра – объем между крайними положениями поршня – обозначен V_т. Отношение λ = (3-59) определяет уменьшение производительности компрессора, обусловленное наличием вредного пространства, понижением давления и повышением температуры при всасывании, и называется объемным коэффициентом,(коэффициентом подачи компрессора, коэффициентом производительности). Можно принимать λ = 0,8 ÷ 0,85.

Выполнение работы

1.Включить компрессор (см.рис. 3)

2. При закрытом вентиле нагнетать под давлением воздух в бак, измерить время увеличения давления до Р₂. Измерения провести дважды.

3. Измерить температуру сжатого воздуха Т₂ с помощью автоматического потенциометра и всасываемого воздуха Τ₁ с помощью стеклянного ртутного термометра. Най- ти среднее значение температуры сжатого воздуха: Таблица 1.

 

№	τ, сек	Vcж	t10C	t20C	P1	P2	d	h	ω	b
№	QД	Q теор	М	m	λ	l*	Nе	η ад	Qп

1. Для единицы массы (1 кг ) идеального воздуха техническая работа сжатия компрессора:

l* =[n/(n-1)]·(R*·Τ₁)·[(Ρ₂/Ρ₁)^{(n-1/ n)} - 1] (1) n ≈ γ = l,4 Здесь R*= R/μ=8,314 (кдж/кмоль ⁰К) /29 кг/кмоль = 0,287 кдж/кг⁰К. ( Молярная масса воздуха равна 29 кг /кмоль).

 

l* =

Так как манометр компрессора показывает избыточное давление, то для нахождения абсолютного давления на выходе P₂ к атмосферному давлению Ρ₁ = 1ат (1 бар) прибавляем избыточное и получаем P₂ = 1бар + Р₂^изб; 2. Найти действительную и теоретическую производительности по формулам:

Q_Д = V_cж·(Р₂/Р₁) · (Т₁/Т₂) /τ; (2) V_cж = V₂ ( объём ресивера ) = 50 л. Температу- ры необходимо перевести в ⁰К.

Q _теор = (π · d²/4) ·h ·ω·b (3).

Диаметр поршня d, ход поршня S, число поршней b находим в таблице основ- ных характеристик компрессора. Число оборотов в минуту ω переводим в об/с. h= 32 мм, ω = 2850 об/мин, b = 1, d = 54 мм. В формуле (2) объём можно брать в л ( объём ресивера V_cж= 50 л), а вре мя в мин. В этом случае действительная производительность будет выражена в л/мин. В формуле (3) диаметр поршня и ход поршня необходимо взять в дм (1 дм =100 мм), а число оборотов в об/мин=1/мин. Так как 1 дм³= 1л, то размерность теоретической производительности так же будет выражена в л/мин. Сравнить её значение с паспортными данными (Q_п).

Q_Д=

Q _теор=

Внимание: н а импортных компрессорах приводится значение (паспортное Q_п) теоретической производительности, а не действительной.

Рис.3. Компрессор

Примечание. Формула (2) получена следующим образом:при давлении Р₂ объём -сжатого воздуха V₂ равен объёму ресивера (V_cж). Как показа- но в §3.9 при расчёте производительности этот объём необ- ходимо приводить к нормальным условим (давлению 1 бар и комнатной температуре). Используем для этого уравнение Менделеева-Клапейрона. Запишем его дважды-для начальных и конечных условий P₁·V₁ = (m/μ)·R·T₁ P₂·V₂ = (m/μ)·R·T₂ V₂ = V_cж -конечный объём равен объёму ресивера. Приведём его к начальным условиям, т.е. найдём V_1. Поделим первое уравнение на второе P₁·V₁/ (P₂·V₂)= T₁/T₂ Отсюда V₁= (P₂·V₂)·T₁/ P₁·T₂ = V₂·(Р₂/Р₁) (T₁/T₂) = V_cж·(Р₂/Р₁) · (Т₁/Т₂). Q_Д= V₁/τ. Формула (3) позволяет найти объём воздуха, который засасывается в цилиндр под поршень за ед.времени (1 с). Объём поршня равен произведению площади основания поршня (π · d²/4) на высоту цилиндра ( ход поршня h).

 

4. Найти коэффициент производительности

 

λ = Q_Д/Q_теор =

Ранее ( §3.9) отмечалось, что индикаторную работу (а, следовательно и мощность) компрессора можно определить по индикаторной диаграмме, измеряя её площадь. Используя масштаб, единицы площади затем можно перевести в ед. работы.

Примечание: в данной работе этот метод не используется.Полный адиабатный КПД компрессора: η _ад = N_ад/ N_е = m· l ^*/(τ · N_е) (5)

Здесь N_ад- полная теоретическая мощность. Её определяют через полезную внеш нюю работу l ^*: N_ад = L^*/τ = m· l ^*/τ; (6) М = m/τ -массовый расход воздуха. N_е – эффективная мощность, мощность на валу компрессора, её приближённо можно принять равной мощности электродвигателя компрессора N_э.дв. Мощность электро- двигателя компрессора Ν_э.дв = 1,1 к вт

5. Определить коэффициент полезного действия компрессора:

массу газа в ресивере при давлении Р₂ приближённо можно определить из

уравнения Менделеева-Клапейрона Р₂·V₂ = (m/μ) R·Т₂; m= Р₂·V₂ ·μ/ R·Т₂ = η_ад = N_ад /Ν_э.дв. = m· l ^*/(τ ·N_э.дв.) =