Теоретический рабочий цикл поршневого компрессора.
Рассмотрим рабочий цикл идеального поршневого компрессора. Под идеальным будем подразумевать компрессор, отвечающий следующим требованиям:
1) на пути движения газа в таком компрессоре отсутствуют гидравлические сопротивления, вследствие чего температура в периоды всасывания и нагнетания постоянна, а на всасывающих и нагнетательных рабочих клапанах отсутствуют перепады давления;
2) давление и температура газа под поршнем в период всасывания и нагнетания не изменяются;
3) после окончания процесса нагнетания в компрессоре не остается газа;
4) в компрессоре отсутствуют утечки газа через рабочие клапаны, в зазоре между поршнем и цилиндром;
5) затраты мощности на механическое трение отсутствуют.
Графическое изображение цикла в компрессоре представлено на рис. 10.3.
Рассмотрим течение процесса компримирования газа, начиная с момента начала его сжатия, т.е. когда поршень компрессора занимает положение 2, соответствующее крайнему правому положению. В этот момент параметры газа, находящегося в цилиндре, были р1, v1, Т1, объем газа в цилиндре V1, а приемный клапан компрессора закрыт.
При движении поршня влево начинается процесс сжатия газа, т.е. процесс изменения параметров состояния.
Процесс нагнетания характеризуется линией сжатия 1–2, являющейся в общем случае политропой сжатия. В точке 2 заканчивается процесс сжатия газа, а его рабочие параметры будут p2, v2, Т2 и объем газа в цилиндре V2. В связи с тем, что давление p2 при отсутствии сопротивления нагнетательных клапанов равно давлению в трубопроводе после компрессора, момент окончания сжатия газа совпадает с моментом открытия нагнетательного клапана и началом процесса нагнетания.
Линия 2–3 характеризует процесс нагнетания, т.е. процесс выталкивания газа в напорный трубопровод, и называется линией нагнетания. В точке 3 поршень компрессора достигает крайнего левого положения. Скорость его в этой точке wл=0, что приводит к закрытию нагнетательного клапана. С началом движения поршня вправо происходит снижение давления с р2 до p1 – давления в приемном трубопроводе, что характеризуется линией снижения давления 3–4.
В точке 4 давление под поршнем становится равным давлению в приемном трубопроводе. Этот момент совпадает с моментом открытия приемного клапана и началом процесса всасывания.
Линия 4–2, характеризующая процесс всасывания, т.е. процесс заполнения рабочего цилиндра газом, называется линией всасывания.
В точке 1 заканчивается процесс всасывания. Это совпадает c началом процесса сжатия 1–2, т.е. с началом нового цикла компрессора.
Источник
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.
Источник
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 м 3 , то удельная энергоемкость сжатия — расход энергии, отнесенный к единице объема сжимаемого воздуха (Дж/м 3 ), 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 1,4 (линия 2-3***).
Удельная энергоемкость (Дж/м 3 ) 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, м 3 /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 Qт(м 3 /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,
S — ход поршня, измеряемый расстоянием между крайними положениями его рабочих поверхностей, м.
Для компрессора двойного действия формула преобразуется в следующую
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.
Источник