:уще-гиль

Точные методы испытаний приведены в ГОСТ 18985-79 и 20073-81.

лируются температуры охлаждающей воды в коллекторе на выходе из рубашек цилиндров и всех охладителей.

В мелких установках контроль за температурой осуще-ствляется ртутны.ми термометрами, поставленными в гид зы с маслом.

В крупных компрессорных установках показания контрольно-измерительных приборов компрессоров пер ются дистанционно на центральный щит. Сюда же постук пают показания электрических приборов, контролирующ] мощность, потребляемую электродвигателями компр ров, а также показания расходомеров компрессоров.

13.14. Испытание компрессора. Энергетический баланс компрессора

Испытание компрессора производится для определена его действительной подачи, потребляемой энергии и составления, энергетического баланса на I м газа при но мальных условиях. При испытании производят снятие индикаторных диаграмм со всех ступеней компрессора.

Непосредственному измерению при испытании компрессора подлежат: частота вращения вала, начальные и конечные давления и температуры газа во входном и выходном патрубках, количество и температуры охлаждающей воды на входе и выходе, объем всасываемого газа, электрическая мощность, подводимая к двигателю компрессора.

Частоту вращения измеряют точным тахометром илйг счетчиком оборотов и хронометром. jjr ;

Начальное давление измеряют прн похмощи дифферен-- циального жидкостного манометра, конечное - точно про верейным пружинным манометром. <в[.

Температуры газа и воды измеряют обычными ртутлДг ми термометрами, помещаемыми в гильзы, врезанные в трубопроводы и заполненные маслом.

Количество охлаждающей воды удобно измерять, ofrbr емным методом при помощи мерных баков. ч

Объем всасываемого воздуха измеряют при nouoj0 сопла или диафрагмы, устанавливаемых н нагнетательнч трубе компрессора. Измеряя перепад давления /t в аР фрагме, рассчитывают по нему подачу.

Для уменьшения пульсаций давления в потоке воздух?. затрудняющих отсчет Ад между выходными патрубком

компрессора и измерительной диафрагмой, должна быть включена демпфирующая емкость.

Мощность, потребляемая компрессором, определяется измерением электрической мощности на зажимах двигателя. Умножая значение электрической мощности на КПД двигателя, взятый из характеристики двигателя, получают мощность на валу двигателя. Последняя непосредственно через муфту передается на вал компрессора.

На основании проведенных измерений составляется энергетический баланс компрессора.

Энергия, подводимая на вал компрессора, составит 1000 N/M,rae N - мощность на ва.чу, М - массовая подача компрессора.

Энергия, получаемая газом в компрессоре, равна Ср(7к-Л)+с72.

Во всех охлаждаемых полостях компрессора отводится с охлаждающей водой, количество энергии ЕЖвС-tj)IM; здесь Мв - секундная масса воды, проходящей в отдельные охлаждаемые полости компрессора; tn t - температуры воды на входе и выходе полостей охлаждения. Знак сумм указывает на суммирование количества теплоты, уносимой водой из отдельных полостей охлаждения.

Обозначим QocT - остаточный член баланса, учитывающий рассеяние теплоты в окружающую среду, не входящей в прочие члены баланса.

Уравнение энергетического баланса, Дж/кг,

1000W

= Ср (Т -Т,)+ + it: -1) + (13.15) или на 1 M газа, всасываемого компрессором,

Pb(C-Q + P<?ocx-(J3.16)

10007V ,

-- = рср (Г - Г,) + р --

Делением всех членов уравнения баланса (1-3.16) на 1000 N/Qi получаем баланс в отвлеченной (безраамерной) форме. Такое уравнение позволяет судить об энергетической эффективности испытанного компрессора сравнением членов уравнения с соответствуюиими членами уравнения баланса аналогичных нормально работающих компрессо-

!ЮВ.

13.15. Экономичность работы компрессора

Основным показателем экономичности работы компрессора является расход энергии на его эксплуатацию. Этот

расход энергии удобно относить на 1000 газа при не мальных условиях, подаваемого компрессором.

Пусть мощность на валу компрессора с электроприЕ дом равна N при непосредственном соединении валов с пс мощью муфты. Если компрессор всасывает в минуту м, газа при нормальных условиях, то удельный расхс энергии, кВт-4/(1000 м)

. 5уд = 1000yV/(60Q ). . (13.11

Этот удельный расход энергии соответствует определенной степени сжатия. Изменение степени сжатия при прочих равных условиях изменяет и 5уд. Поэтому сравйение удельных расходов энергии с целью выяснения энергетической эффективности данного компрессора можно производить только для компрессоров, нагнетающих одинаковые газы с одинаковыми степенями сжатия.

Показателем экономичности по ГОСТ является удельный расход мощности (см. табл. 13.2).

13.16. Расчет основных размеров ступеней компрессора

Расчет основных размеров ступеней компрессора сое ит в определении хода поршней, их площадей и диаметро) В основе расчета лежит формула подачи (13.12), из которой следует

v,== -----

(13.1

(l-fl(e p-l)UT3lrn

Для расчета рабочего объема Vp, м, цилиндра ступе! необходимо иметь числовые значения Qi, а, е, Пр, п, Кг,

Подача Qi при условиях всасывания должна быть за,-дана; относительный объем мертвого пространства а, по-, казатель политропы расширения Пр и коэффициенты ht и Кг задаются, как указано в § 13.2 и 13.4.

Частоту вращения принимают в зависимости от подачи, компрессора. Компрессоры малой подачи соединяются двигателем непосредственно эластичной муфтой, и для n=730 об/мин. Компрессоры средней подачи приводятся в движение также от асинхро1П1ых электродвигателей, но че-. рез клнноременную передачу, и в этом случае п=400-т-500 об/мин. Крупные компрессоры приводятся в дви; й-ние синхронными двигателями с п=125 н 167 об/мин.

Степень повышения давления ступени компрессора ределяется по данным § 13.5.

При принятом числе ступеней г и заданных начальном и конечном давлениях pi и рк степень сжатия ступени определяется соотношением

г-1

где ек=Рк/Ри К - коэффициент, учитывающий потери давления в промежуточных охладителях. В ориентировочных расчетах можно принимать Я,е ;0,93 одинаковым для всех ступеней.

Рабочий объем цилиндра определяется площадью поршня и его ходом:

Vp = SQ (13.19)

Для ступени компрессора, образованной поршнем одного диаметра Di,

V0,785DiS. (13.20)

Для ступени, образованной дифференциальным пор-птием с диаметрами D, и D2,

1/ = 0,785 (Df - D)S. (13.21)

Из уравнений (13.20) и (13.21) мо-жно определить ход поршня и диаметры, приняв отношение S/Di, рекомендуемое практикой. Для вертикальных бескрейцкопфных компрессоров S/Di = 0,5, для горизонтальных крейцкопфных

S/Z)ir=:0,6-=-0,9.

Определение размеров цилиндров отдельных ступеней мпогоступенча,тых компрессоров производится с учетом последовательного уменьшения объема сжимаемого газа.

Пример 13.1. Определить основные размеры и мощность горизонтального компрессора с дифференциальным поршнем, если известно, что Qi=10 м/мин; р,=0,1 МПа; Рк=0,9 МПа.

Охлаждение происходит в промежуточном охладителе до начальной температурь! /=25 С.

Решение. Принимаем количество ступеней г=2. Газовым сопротивлением при входе в цилиндр пренебрегаем.

По указанному в § 10.5

г 0,1-0,93

:3,1.

Промежуточное давление за первой ступенью

Рпр.= epi = 3,1 -0,1 = 0,31 МПа.

Рабочий объем цилиндра первой ступени по формуле (12.12) 0=0,03; Пр=1,2; К=0.9Ц:, >,г=0,97; п=500 об/мин

, 10

~ [1-0,03(3.1<-83з 1 )10,92.0,97.500 ~ поэтому 0,785 0 25=0,0235. Принимаем S/D,=0,7. Для опреде Di имеем уравнение 0,0235=0,55 03, откуда следует О,=350 мм; -250 мм.

При охлаждении в промежуточном охладителе до начальной..! иературы

Из уравнения (13.21) получаем

©2=285 мм.

ГЛАВА ЧЕТЫРНАДЦАТАЯ 1ЮТОРНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

14.1. Способ действия. Подача

Роторные компрессоры относятся к классу объемных машин; по cnV собу действия они сходны с роторными насосами.

Наиболее распространены роторные пластинчатые компрессоры; % последнее время находят применение винтовые компрессоры.

Схема пластинчатого компрессора дана на рис. 14.1.

При вращении ротора /, расположенного эксцентрично в корпусе. 2, пластины 3 образуют замкнутые пространства 4, переносящие газ вз полости всасывания в полость нагнетания. Прн этом происходи? сжатие газа. Такая схема компрессора, обладая хорошей уравновешеиио-стью движущихся масс, позволяет сообщить ротору высокую частотзг вращения и соединить машину непосредственно с электрическим двиг*?. телем.

При работе пластинчатого компрессора выделяется большое ковЙГ чёство теплоты вследствие механического трения. Поэтому при степей нях повышения давления выше 1,5 корпус компрессора выполняют-с водяным охлаждением.

Пластинчатые компрессоры могут использоваться для отсасывания газов и паров из пространств с давлением, меньшим атмосферного. В таких случаях компрессор является вакуум-насосом. Вакуум, создава- емый пластинчатыми вакуум-насосами, достигает 95 %,; .

Подача пластинчатого компрессора зависит от его геометрических размеров и частоты вращения. Если полагать пластины радиальными, то объем газа, заключенного между двумя из них, по рис. 14.2 будет V=fl, где / - максимальная площадь поперечного сечения между пластинами; / - длина пластины.

Рис. 14.1. Конструктивная схема Рис. 14.2. К расчету подачи пла-пластинчатого компрессора стинчатого компрессора

Можно приближенно полагать лйф + (л + 2е)

df =

-2е = 2e{r + e)dv.

Поэтому

/= j 4e(/--f e)d<p = 2(/--f е)Р.

Так как r+e=R и р=2я/2. где г - количество пластин, то

Объем газа между пластинами по рис. 14.2

4те?

I.

(14.1) (14.2) (14 3)

За один оборот, вала компрессора каждое пространство между

пластинами заполняется газом 1 раз, поэтому действительная подача компрессора

Q = КгпА,о = 4neWnA,o. (14.4)

где %о - коэффициент подачи, лежащий в пределах 0,5-0,8.

Коэффициент подачи зависит от внутренних утечек газа через радиальные и осевые зазоры, толщины рабочих пластин и количества их.

Способ действия винтового компрессора с двумя червяками поясняется рис. 14.3.