Ротационные пластинчатые компрессоры

Контрольная работа

Нагнетатели

Введение

Нагнетателями называют машины, служащие для перемещения жидкостей и газов и повышения их потенциальной и кинетической энергии.

Нагнетатели, в зависимости от вида перемещаемого рабочего тела, разделяются на две группы: насосы - машины, подающие жидкости; вентиляторы и компрессоры - машины, подающие воздух и технические газы.

Компрессоры

Компрессоры подразделяются на поршневые, ротационные, центробежные и осевые.

Поршневые компрессоры

компрессор дымовой насос поршневой

Теоретический рабочий процесс одноступенчатого поршневого компрессора изображается в виде индикаторной диаграммы, построенной вp - vкоординатах (рисунок 1 а).

а) б)

Рисунок 1 - а) Теоретический рабочий процесс одноступенчатого поршневого компрессора; б) Действительный рабочий процесс одноступенчатого поршневого компрессора (индикаторная диаграмма)

Отношение объема всасывания V _вс к рабочему объему цилиндра V_h называют объемным коэффициентом полезного действия ступени компрессора

(1)

где - коэффициент вредного объема;

V ₀ и V_h - соответственно вредный и рабочий объемы цилиндра;

л - степень повышения давления;

т - показатель политропы расширения газа, остающегося во вредном объеме.

Под степенью повышения давления л понимают отношение давления на выходе из ступени к давлению на входе в ступень

(2)

Действительный рабочий процесс одноступенчатого поршневого компрессора изображен индикаторной диаграммой (рисунок 1 б) и отличается от теоретического главным образом наличием потерь давления во впускном и нагнетательном клапанах.

Отношение поданного компрессором газа V , приведенного к параметрам всасываемой среды, к теоретической производительности V _т называют коэффициентом подачи компрессора

(3)

Теоретическая производительность компрессора , м/с

(4)

где D - диаметр цилиндра, м;

S - ход поршня, м;

n - частота вращения вала в секунду.

Коэффициент подачи компрессора

(5)

где - коэффициент, учитывающий уменьшение давления газа при всасывании вследствие сопротивления системы всасывания;

- коэффициент, учитывающий увеличение температуры газа от нагревания его при контакте со стенками цилиндра;

- коэффициент, учитывающий утечки через неплотности во всасывающих клапанах.

Если известны давление и температура всасываемого газа р₀ и Т₀и параметры газа в начале сжатия в цилиндре р₁и Т₁, то коэффициенты и

(6)

(7)

Коэффициент, учитывающий утечки через неплотности

, (8)

где G _вс и G _ут - количество всасываемого газа и утечек в процессе сжатия и нагнетания, кг/с.

Массовая производительность компрессора т, кг/с

, (9)

где Р₁ - давление всасывания, Па;

V - производительность компрессора при давлении всасывания, м³/с;

R - газовая постоянная, Дж/(кг∙К);

Т₁ - абсолютная температура газа, К.

Теоретическая мощность привода компрессора при изотермическом сжатии , кВт

(10)

Теоретическая мощность привода компрессора при адиабатном сжатии , кВт

(11)

где k - показатель адиабаты.

Теоретическая мощность привода компрессора при политропном сжатии, , кВт

(12)

где т - показатель политропы.

Эффективная мощность привода компрессора с охлаждением , кВт

(13)

где з_е.из - изотермический эффективный КПД компрессора.

Эффективная мощность привода компрессора без охлаждения , кВт

(14)

где з_е.ад - адиабатный эффективный КПД компрессора.

Эффективный КПД компрессора

(15)

где з_из и з_ад - соответственно изотермический и адиабатный индикаторный КПД компрессора;

з_м - механический КПД компрессора (з_м=0,85…0,95).

Индикаторная или внутренняя мощность поршневого
компрессора N_i, кВт

(16)

где Р _i - среднее индикаторное давление, Па;

V_h - рабочий объём цилиндра, м³;

n - частота вращения вала в секунду.

Эффективная мощность компрессора , кВт

(17)

Степень повышения давления в каждой ступени многоступенчатого компрессора

(18)

где z - число ступеней компрессора;

р _z - давление газа на выходе из последней ступени, Па;

р₁ - давление газа на входе в первую ступень, Па;

ш - коэффициент, учитывающий потери давления между ступенями (ш = 1,1…1,15).

Ротационные пластинчатые компрессоры

Теоретическая производительность компрессора , м³/с

(19)

где е - эксцентриситет, м;

l - длина ротора, м;

D - внутренний диаметр корпуса, м;

Z - число пластин, шт.;

д - толщина пластины, м;

п - частота вращения вала в секунду.

Действительная производительность компрессора V, м³/с находится по формуле

(20)

где з _v - коэффициент подачи компрессора.

Теоретическая и эффективная мощности привода компрессора с охлаждением определяются по формулам (2.10), (2.13), а у компрессоров без охлаждения - по формулам (2.11) и (2.14).

Центробежные компрессоры

Адиабатный КПД компрессора можно определить

(21)

где з_пол - политропный КПД компрессора, характеризующий совершенство проточной части компрессора как с охлаждением, так и без него (з_пол=0,78…0,82).

Эффективная мощность привода компрессора N_e, кВт

(22)

где h₂ и h₁ - соответственно энтальпии газов в конце адиабатного сжатия в компрессоре и у входа на лопатки колеса первой ступени, кДж/кг;

m - массовая производительность компрессора, кг/с.

Пример 2.1

В двухступенчатом компрессоре происходит сжатие V=300 м³/ч воздуха от давления Р_{1 абс}_.=1 ат. до давления Р_{2 абс}=34 ат. После сжатия в первой ступени воздух охлаждается в промежуточном холодильнике до начальной температуры. Температура охлаждающей воды повышается на D t=18°С. Сжатие в обеих ступенях происходит по политропе с показателем n=1,3. Начальная температура воздуха t ₁ =15°С. Теплоёмкость воды С_в=4,19 кДж/кг.

Определить теоретическую мощность привода компрессора; количество охлаждающей воды, прокачиваемой через промежуточный холодильник; изобразить процессы в p - v и T - s диаграммах; объяснить в чем заключается преимущества многоступенчатого сжатия газа по сравнению с одноступенчатым

Решение

Теоретическая мощность привода компрессора при политропном сжатии находится по формуле (12)

где л - степень повышения давления.

Степень повышения давления в каждой ступени многоступенчатого компрессора может быть определена по формуле (18)

где z - число ступеней компрессора;

р _z - давление газа на выходе из последней ступени, Па;

р₁- давление газа на входе в первую ступень, Па;

ш - коэффициент, учитывающий потери давления между ступенями, принимается (ш = 1,1…1,15).

Переводим абсолютное давление из технических атмосфер в паскали

Р_{1 абс}_.=1 ат=98100 Па=0,0981 МПа;

Р_{2 абс}=34 ат=3,335 МПа.

Тогда

кВт.

Так как при равенстве отношений давлений в каждой ступени, работа, затрачиваемая на ступень, одинакова, тогда теоретическая мощность привода двухступенчатого компрессора

N _пр=2N=2·19=38 кВт.

Расход охлаждающей воды G, кг/ч

Количество теплоты, отводимой от воздуха, в изобарном процессе Q, кДж/ч

где - изобарная теплоемкость воздуха.

Температуру в конце политропного сжатия определяем из соотношения параметров Т и р в политропном процессе

Массовая производительность компрессора из уравнения состояния идеального газа

где Дж/(кг·К) - газовая постоянная воздуха.

Тогда кДж/ч.

кг/ч.

. Находим параметры в характерных точках для построения процессов сжатия в p - v и T - s диаграммах.

м³/кг.

Из соотношения параметров в политропном процессе сжатия воздуха определяем удельный объем после сжатия в первой ступени

, м³/кг.

Из соотношения параметров в политропном процессе охлаждения воздуха имеем

м³/кг,

- по условию задачи воздух охлаждается в промежуточном холодильнике до начальной температуры.

Удельный объем после сжатия во второй ступени

м³/кг,

Находим начальную энтропию

кДж/(кг·К)

Определяем изменение энтропии в политропном процессе

кДж/(кг·К),

где - изохорная теплоемкость воздуха;

- показатель адиабаты для воздуха и всех двухатомных газов.

Энтропия в точке

кДж/(кг·К).

Определяем изменение энтропии в изобарном процессе

кДж/(кг·К).

Производим построение процессов сжатия в p - v и T - s диаграммах.

Если бы компрессор был одноступенчатым, то конечная температура воздуха имела бы значение

Считаем недопустимым такое повышение температуры воздуха при сжатие в одной ступени. При заданных параметрах затрачиваемая в одноступенчатом компрессоре работа определяется по формуле

Следовательно, применение двухступенчатого сжатия дает экономию 58%.

Одноступенчатые поршневые компрессоры с водяным охлаждением цилиндра применяют в основном для сжатия газов до давления 0,6 МПа. Более высокие давления получают в многоступенчатых компрессорах с охлаждением в промежуточном холодильнике после каждой ступени.

Пример 2

Одноцилиндровый одноступенчатый поршневой компрессор сжимает воздух от давления Р₁=1×10⁵ Па до Р₂=3,5×10⁵ Па, коэффициент вредного объёма s=0,045, показатель политропы расширения газа, остающегося во вредном объёме т=1,1, коэффициент, учитывающий уменьшение давления газа при всасывании h_р=0,95. Найти объёмный КПД h_об и коэффициент подачи компрессора h _v.

Решение

Степень повышения давления

;

Объёмный КПД компрессора

Коэффициент подачи компрессора

Пример 3

Одноступенчатый поршневой компрессор всасывает воздух при давлении Р₁ =1·10⁵ Па и температуре t₁ =17^оС и сжимает его до давления Р₂ =7·10⁵ Па. Массовая производительность компрессора М=0,12 кг/с, R_возд =287 Дж/(кг·К). Определить теоретическую мощность привода компрессора при изотермическом и политропном сжатии, показатель политропы т=1,3.

Решение

Объёмная производительность компрессора

Теоретическая мощность привода компрессора при изотермическом сжатии

Теоретическая мощность привода компрессора при политропном сжатии

Пример 2.4

Одноцилиндровый одноступенчатый поршневой компрессор сжимает воздух от давления Р₁=1∙10⁵ Па до Р₂=7∙10⁵ Па. Определить эффективную мощность привода компрессора и необходимую мощность электродвигателя с запасом 10%, если диаметр цилиндра D=0,3 м, частота вращения вала n=12 об/с, относительный объём вредного пространства =0,05, показатель политропы расширения газа во вредном объёме цилиндра т=1,3, коэффициент, учитывающий уменьшение давления газа при всасывании, =0,94, эффективный адиабатный КПД компрессора =0,75.

Решение

Степень повышения давления

Объёмный КПД компрессора определяем по формуле

Коэффициент подачи компрессора - по формуле

Теоретическую подачу компрессора - по формуле

Действительная подача компрессора V=V_mз_v=0,254∙0,777=0,197 м³/с.

Теоретическая мощность привода компрессора при адиабатном сжатии

Эффективная мощность привода компрессора

Необходимая мощность электродвигателя с 10%-ым запасом перегрузки

N _эд=1,1∙68=74,8 кВт.

Вентиляторы

Вентиляторы предназначены для перемещения воздуха или других газов. Они подразделяются на центробежные и осевые.

Теоретический напор Н_т, м, развиваемый вентилятором

, (23)

где g - ускорение свободного падания, м/c², g=9,91 м/c²;

с₁, с₂ - абсолютные скорости газа на входе и выходе с рабочего колеса, м/с;

u₁, u₂ - окружные скорости газа на входе и выходе с рабочей лопатки, м/с;

б₁, б₂ - углы между абсолютной и окружной скоростями на входе и выходе газа с рабочей лопатки.

Окружная скорость газа при входе на рабочую лопатку u₁, м/с

, (24)

где d₁ - внутренний диаметр рабочего колеса, м;

n - частота вращения рабочего колеса, об/мин.

Окружная скорость газа на выходе с рабочей лопатки u₂, м/с

, (25)

где d₂ - наружный диаметр рабочего колеса, м.

Действительный напор, развиваемый вентилятором Н, м

, (26)

где - гидравлический КПД вентилятора.

Мощность, потребляемая вентилятором, N _в, кВт

, (27)

где - средняя плотность газа, кг/м³;

Н - действительный напор, развиваемый вентилятором, м;

Q - подача вентилятора, м³/с;

- общий КПД вентилятора, %.

Мощность двигателя N _дв, кВт для привода вентилятора находится по формуле

, (28)

где в - коэффициент запаса мощности двигателя, применяемый для центробежных вентиляторов 1,1…1,15, для осевых вентиляторов - 1,05…1,1.

Пример5

Определить мощность двигателя для привода центробежного вентилятора, если подача вентилятора Q=10 м³/c, коэффициент запаса мощности двигателя в=1,1, частота вращения рабочего колеса n=1500 об/мин, внутренний диаметр рабочего колеса d₁=0,6 м, наружный диаметр рабочего колеса d₂=0,7 м, средняя плотность воздуха в вентиляторе кг/м³, абсолютная скорость воздуха при входе на рабочее колесо с₁=30 м/с, абсолютная скорость воздуха на выходе с рабочего колеса с₂=56 м/с, угол между абсолютной и окружной скоростями при входе воздуха на рабочую лопатку б₁=40^о, угол между абсолютной и окружной скоростями на выходе воздуха с рабочей лопатки б₂=20^о, гидравлический КПД вентилятора з_г=0,8, общий КПД вентилятора з_о=65%.

Решение

Окружная скорость воздуха при входе на рабочую лопатку

Окружная скорость воздуха на выходе с рабочей лопатки

Теоретический напор, развиваемый вентилятором

Действительный напор, развиваемый вентилятором, находим по формуле

Мощность двигателя для привода центробежного вентилятора

Дата добавления: 2021-04-24; просмотров: 180; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

12 3 4 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!