Поршневой компрессор и винтовой компрессор: в чем разница. Кпд компрессора

Расход мощности и кпд компрессора

Энергетическую эффективность работы компрессоров принято оценивать так называемым условным энергетическим КПД. Он представляет собой отношение мощностей эталонных (наиболее эффективных) компрессоров данного типа к действительной мощности данного компрессора.

Если компрессор работает с интенсивным охлаждением, эталонным является изотермический процесс сжатия с минимальным количеством затрачиваемой энергии. То условный КПД компрессора называется изотермным:

где LВ, NВ – работа и мощность на валу компрессора.

В компрессорах не имеющих специального охлаждения, отвод тепла от сжимаемого газа очень мал. За эталонный процесс для подобных компрессоров принимают адиабатный, а КПД компрессора в этом случае называют адиабатным и определяют как:

Работа LВ или мощность NВ на валу компрессора расходуется главным образом на сжатие и перемещение газа LИ, NИ и преодоление трений в механизме движения компрессора LТР, NТР. Уравнение КПД с учетом потерь на трение можно представить в виде:

Отношение NИЗ/NИ называют изотермным индикаторным КПД ИЗ.И. Он отражает термодинамическое совершенство сжатия газа в компрессоре.

Отношение:

называют механическим КПД мех. Этот коэффициент отражает совершенство механизма движения компрессора. Следовательно, изотермный КПД компрессора равен:

из=из.имех.

По аналогии, адиабатный КПД компрессора:

ад=ад.имех.

Таким образом, расход мощности на валу компрессора при изотермическом процессе может быть определён в виде:

(16)

где Q – объём газа, всасываемого компрессором в единицу времени, м3/с.

Работа на валу компрессора при политропическом процессе сжатия отличается только на величину механических потерь. Тогда расход мощности на валу компрессора можно определить по следующей формуле:

(17)

Обычно КПД компрессоров, которые наиболее часто применяются на практике, находятся в пределах: для поршневых компрессоров из=0,8-0,92; для лопастных компрессоров ад=0,75-0,85; мех=0,9-0,96 (на преодоление механического трения в конструктивных узлах: поршень – цилиндр, крейцкопф, уплотнения, подшипники). У Шлипченко: из=0,55-0,75; мех=0,9-0,96.

Расход мощности компрессора с отводом тепла при политропическом сжатии газа практически может приближаться к расходу мощности, соответствующему изотермическому процессу.

Действительный цикл и определение подачи поршневого компрессора

Действительный рабочий процесс в компрессоре отличается от теоретического (причины по которым это происходит, мы указывали ранее). Так в действительности в пространстве между поршнем и крышкой цилиндра остаётся газ в то время, когда поршень достигает своего крайнего положения. Это положение называют мёртвым, а объём пространства, в котором задерживается газ, называется вредным пространством. Обычно объём вредного пространства составляет от 2 до 7% рабочего объёма цилиндра.

Рассмотрим диаграмму действительной работы компрессора (рис. 3).

Рис. 3. Диаграмма действительной работы компрессора

Вследствие того, что во вредном пространстве V0 газ оказывается сжатым до давления р2, всасывание его в цилиндр начинается не тогда, когда поршень сдвинется с мёртвой точки, а только после того, когда газ расширится в цилиндре, заняв объём V0`, и давление его снизится до р1. Только после этого в точке 1 начинается всасывание. Отсюда видно, что вредное пространство отрицательно сказывается на подаче компрессора. Отношение фактически засасываемого объёма газа к теоретическому называют объёмным коэффициентом полезного действия (КПД) компрессора: 0=V1`/V1.

В связи с тем, что в реальном компрессоре подъём клапанов и движение газа в соединительных клапанах связано с преодолением соответствующих гидравлических сопротивлений, фактическое давление газа при всасывании снижается до давления меньшего, чем р1 (линия 1 – b – 2), а при нагнетании давление повышается больше, чем до р2 (линия 3 – а – 4). Линия 1 – 2 - линия атмосферного давления, а линия 3 – 4 - линия конечного сжатия.

Вследствие утечек и нагрева газа при его движении через всасывающие клапана действительная степень наполнения  цилиндра компрессора меньше его объемного КПД 0.

Отношение объёмна газа, поданного компрессором, к объёму описанному поршнем называется степенью наполнения , которая обычно составляет 92 – 98% объёмного КПД:  = 0 – 0,04.

При изотермическом процессе объёмный КПД определяют по формуле:

(18)

При политропическом процессе:

(19)

Из этих зависимостей видно, что объёмный КПД компрессора тем меньше, чем больше вредное пространство Е и степень сжатия (Е = s0/s, где s0 – ход поршня соответствующий вредному пространству, s – ход поршня на всасывание и нагнетание).

Т. о., относительное значение вредного пространства в долях хода поршня определяется соотношением: Е = so/s .

На практике: 0,02 < E < 0,08.

Подача компрессора одинарного действия, отнесённая к условиям всасывания определяется следующим образом:

(20)

Подача компрессора двойного действия:

(21)

где F – площадь поршня, f – площадь штока, n –частота вращения вала компрессора.

Средняя скорость поршня определяется по уравнению:

Cп = 2s  n/60,

где 2s – путь, проходимый поршнем за 1 оборот коленчатого вала.

studfiles.net

Коэффициент - полезное действие - компрессор

Коэффициент - полезное действие - компрессор

Cтраница 1

Коэффициент полезного действия компрессора является условной величиной, поскольку компрессор не производит, а потребляет энергию.  [1]

Коэффициенты полезного действия компрессора определяют следующим образом.  [3]

При неизменных значениях коэффициента полезного действия компрессора и детандера эффективность холодильного цикла возрастает с увеличением начального давления, поэтому расход энергии при высоком давлении меньше.  [4]

С целью повышения коэффициента наполнения, а следовательно, и коэффициента полезного действия компрессора нижняя часть поршня высокого давления на участке до колец может быть выполнена с зазором по диаметру, равным 0 15 - 0 20 мм.  [5]

Зависимость стартовой тяги турбо-реактивного двигателя ( к ] к т1Т, л 4, GB 40 кг / сек) от среднего значения коэффициента полезного действия компрессора и турбины.  [6]

При этом возникают большие колебания давления газа, которые могут вызвать поломку компрессора. Однако коэффициент полезного действия компрессора имеет наибольшее значение вблизи области помпажа. Для обеспечения работы компрессора в этих условиях необходимо иметь противопомпажную автоматическую защиту.  [8]

Расчет показывает, что при сжатии воздуха без охлаждения ( адиабатический процесс) до 1 МПа ( 10 кгс / см2) его температура составляет около 300 С, при давлении 2 МПа ( 20 кгс / / см2) - 418 С, а при 5 МПа ( 50 кгс / см2) - 563 С. При повышении температуры падает коэффициент полезного действия компрессора, снижается прочность металла машины, резко усиливается разложение смазочного масла и возникает возможность взрыва продуктов этого разложения. Поэтому необходима надежное охлаждение компрессора. Применяют водяное и воздушное охлаждение, последнее преимущественно для компрессоров малой производительности и давления, главным образом передвижных.  [9]

Расчет показывает, что при сжатии воздуха без охлаждения ( адиабатический процесс) до 1 МПа ( 10 кгс / см2) его температура составляет около 300 С, при давлении 2 МПа ( 20 кгс / / с Г2) - 418 С, а при 5 МПа ( 50 кгс / см2) - 563 С. При повышении температуры падает коэффициент полезного действия компрессора, снижается прочность металла машины, резко усиливается разложение смазочного масла и возникает возможность взрыва продуктов этого разложения. Поэтому необходимо надежное охлаждение компрессора. Применяют водяное и воздушное охлаждение, последнее преимущественно для компрессоров малой производительности и давления, главным образом передвижных.  [10]

При определенных условиях в лопаточных машинах возникает ui рыпное обтекание. Оно обычно приводит к снижению коэффициента полезного действия компрессоров и турбин, может нарушить устойчивость работы двигателя, вызвать другие нежелательные последствия.  [11]

При расчете компрессора большое значение имеет правильный выбор соотношения температур в. При заданном коэффициенте эжекции с уменьшением в уменьшается основная геометрическая характеристика / 3 компрессора. Степень сжатия и коэффициент полезного действия компрессора в этом случае повышаются.  [12]

Рассмотрим качественное изменение характеристик компрессора при различных способах регулирования его производительности. Как известно, характеристика компрессора представляет собой график зависимости давления газа на линии нагнетания от его объемной производительности при постоянном числе оборотов и известных условиях всасывания. Аналогичные зависимости строят для потребляемой мощности и коэффициента полезного действия компрессора.  [13]

Это понятно, так как из табл. 8 видно, какую долю в общей мощности составляет статья расхода на покрытие недорекуперации флегмообразующего водорода. При недорекуперации 4 удваивается расход мощности на покрытие потерь. Легко показать, что к такому же результату приводит уменьшение коэффициента полезного действия компрессоров. Таким образом, мощность на покрытие потерь холода в окружающую среду имеет подчиненное значение в общей сумме энергетических затрат. Подробно этот вопрос будет разобран ниже.  [14]

Страницы:      1    2

www.ngpedia.ru

2. Производительность, напор, давление, мощность и кпд нагнетателя.

Производительность – количество среды, подаваемое нагнетателем в единицу времени. Различают объёмную и массовую производительность.

, кг/с

M – массовая производительность, кг/с;

ρ – плотность жидкости, м3/кг;

Q – объёмная производительность, м3/с.

Напор – энергия, сообщаемая единице веса перекачиваемой жидкости. Напор не зависит от плотности перекачиваемой жидкости и физически представляет собой высоту столба той жидкости к потоку которой он относится.

, м

Вторая составляющая представляет собой динамический напор, вызванный изменением кинетической энергии потока. Если начальная и конечная скорости равны, то машина будет создавать только статический напор.

Полезная мощность – энергия, которую сообщает нагнетатель перекачиваемой жидкости в единицу времени.

, Вт

Потребляемая мощность – мощность, передаваемая от двигателя на вал нагнетателя.

Эффективность использования энергии нагнетателя можно оценить, зная КПД нагнетателя, который представляет собой отношение полезной мощности к потребляемой.

3. Характеристики центробежного нагнетателя (напор, мощность, кпд).

Представляют собой зависимости от производительности Q при постоянной частоте вращения n=const. Характеристики обычно представляют в виде графиков, т.к. аналитическое выражение для характеристик реальных машин получить очень сложно.

Характеристика H=f(Q) – прямая линия.

Построим теоретические опорные характеристики нагнетателей с рабочими колесами всех 3-х типов (загнутые вперёд, радиальные, загнутые назад). При этом считаем, сто геометрические размеры и число оборотов у всех нагнетателей одинаковы. Из рисунка видно, что при одной и той же производительности нагнетателей наибольший напор развивает колесо с лопастями, загнутыми вперёд.

Характеристика N=f(Q)

Полезная мощность Nп зависит от напора H, производительности Q и плотности жидкости.

Если ρ=const, то величина Nп определяется только величинами H и Q.

Nгидр>Nп, N>Nгидр на величину механических потерь ( механические потери в подшипниках и сальниках нагнетателя).

N=Nгидр+ΔNмех

Характеристика η=f(Q)

ηгид – гидравлический КПД, учитывающий совершенство использования проточной части

η0 – объёмный КПД, учитывающий влияние утечек на экономичность машины

ηмех – механический КПД, характеризующий работу подшипников и сальников.

Объёмный и гидравлический КПД зависят от Q, а механический КПД считается независимым от Q.

Рассмотренные действительные характеристики нагнетателя обычно совмещают на одном графике и приводят в паспортных данных.

4 Способы регулирования производительности центробежных нагнетателей.

1) Дросселирование

а) на нагнетание. Регулирование осуществляется изменением степени открытия дросселя В на нагнетательном трубопроводе. При перекачки капельной жидкости в качестве дросселя используют вентили и задвижки, а в сетях, обслуживаемых вентиляторами, заслонки и шиберы. Построим характеристики сети при различных положениях дросселя В и нанесём характеристику нагнетателя.

Дроссель В прикрыт в большей степени для характеристики сети 2. Из рисунка видно, что после прикрытия дросселя Qв>Qа, при этом HB>HA, NB<NA.

б) на всасывание. Здесь изменяется степень открытия дросселя на всасывающем трубопроводе. Характеристика сети при этом изменяется аналогично. Однако прикрытие дросселя на всасывании снижает давление перед нагнетателем, что при перекачке капельных жидкостей может вызвать вскипание и кавитацию. Поэтому этот метод регулирования не применяют для насосов, но используют для вентиляторов и компрессоров.

2) Регулирование перепуском части жидкости

Часть жидкости перепускается из напорного трубопровода во всасывающий по обводной трубе через регулирующий дроссель в. Пусть положение дросселя не меняется, открытие приводит к следующему Qв↑, Q↑, H↓, Pк↓, Qа↓, N↑.

Недостаток: С уменьшением расхода потребителю Qа мощность нагнетателя увеличивается.

3) Регулирование управляющим аппаратом на всасе.

1-обтекатель

2-направляющий аппарат

3-корпус

4-рабочее колесо

5-вал

Теоретический напор:

Осевой направляющий аппарат состоит из ряда поворотных лопастей, которые в сечении имеют хорошо обтекаемую форму. Поворотная лопасть закрепляется одной полуосью на неподвижном обтекателе, а другой – на всасывающем патрубке. Когда лопасти повёрнуты так, что находятся в плоскостях, проходящих через ось вращения вала, т.е. когда φ=0, направляющий аппарат полностью открыт, и поток входит в рабочее колесо без закрутки. . Изменим положение лопастей направляющего аппарата φ>0. В этом случае возникает предварительная закрутка потока,. Тогда теоретический напор нагнетателя уменьшится, согласно полному уравнению Эйлера.

Изменение теоретического напора повлечёт за собой изменение действительной характеристики нагнетателей, а следовательно и перемещение совместной рабоы нагнетателей и сети.

Кроме осевого направляющего аппарата применяется радиальный направляющий аппарат, который также позволяет получить закрутку потока. (графики аналогичны). При использовании направляющего аппарата создаётся дополнительное гидравлическое сопротивление, которое ведёт к дополнительному падению давления на всасе. Поэтому из-за опасности вскипания для капельных жидкостей этот метод не применяется.

4) Регулирование изменением частоты вращения вала.

Очень экономичный, но не всегда возможно изменять частоту вращения вала. Изменение частоты вращения рабочего колеса приводит к изменению характеристик нагнетателя.

Для изменения числа оборотов в качестве привода могут применятся паровые и газовые турбины, ДВС, электродвигатели постоянного тока, асинхронные электродвигатели, соединённые с нагнетателем через гидромуфту.

5) Регулирование обрезкой рабочего колеса.

Обрезку рабочего колеса выполняют на токарном станке, уменьшая номинальный диаметр от D2 до D’2 при этом производительность, напор и потребляемая мощность уменьшаются.

, ,

Обрезка является крайним методом регулирования, максимальное значение должно быть указано в паспорте и не должно превышать 10%.

5. Параллельное и последовательное соединение центробежных нагнетателей.

1) Параллельная работа. Применяется, когда расход перекачиваемой жидкости изменяется в широких пределах. Обслуживание сети одним мощным нагнетателем в этих условиях ведёт к перерасходу энергии, т.е. он будет работать значительную часть времени в режимах сильно отличающихся от оптимального режима. Кроме того при одном рабочем агрегате требуется 100%-й аварийный резерв, т.е. ещё один агрегат, рассчитанный на такую же производительность. Установка, например, 2х рабочих нагнетателей в параллель позволяет уменьшить аварийный резерв до 50%. Рассмотрим параллельную работу 2х нагнетателей, перекачивающих жидкость из ёмкости А в В. Для построения совмещённой характеристики параллельно работающих нагнетателей надо суммировать их исходные характеристики при одинаковом напоре.

1,2-напорные характеристики нагнетателей

3-совместная напорная характеристика 2х нагнетателей

4-характеристика сети.

При некотором напоре H производительность нагнетателей 1 и 2 составит при параллельной работе соответственно Q1 и Q2. При этом суммарная подача Q=Q1+Q2. Пусть А характеризует совместную работу 2х нагнетателей на общую сеть. При работе нагнетателей по отдельности на ту же сеть их производительность и напор будет Q’1, H'1.

2) Последовательное соединение. Применяется в тех случаях, когда требуется получить высокие значения напора. В энергетике эта схема используется для питания водой паровых котлов на ТЭС. Очевидно, что при последовательном соединении нагнетателей их производительности равны и условия их совместной работы Q1+Q2. Из этого условия следует, что для построения совместной характеристики нагнетателей, последовательно включённых, надо суммировать их исходные характеристики при одинаковой производительности.

1,2-напорные характеристики нагнетателей, 3-совместная характеристика последовательно работающих нагнетателей, 4-характеристика сети.

При некоторой подаче Q нагнетатель 1 развивает напор h2, а нагнетатель 2 – h3. При этом суммарный напор: H=h2+h3. Пусть А характеризует совместную работу 2х последовательно работающих нагнетателей на сеть.

5. Понятия о кавитации. Допустимая высота всасывания насоса.

В процессе эксплуатации центробежного насоса могут возникнуть режимы работы, когда давление жидкости на всасе Рвс становится меньшим или равным давлению насыщенного пара Рпп при данной температуре жидкости. Это приводит к закипанию и образованию пузырьков пара на всасе рабочего колеса. Рвс=Рпп. Пузырьки увлекаются потоком к выходу колеса. По мере движения по межлопастным каналам давление жидкости возрастает и пузырьки пара начинают конденсироваться. При конденсации объём пузырька пара уменьшается, а давление внутри него остаётся неизменным. Под действием растущей разности давлений снаружи и внутри пузырька частицы жидкости окружающие пузырёк устремляются к его центру. В момент полной конденсации пара происходит мгновенное местное повышение давления – происходит точечный гидравлический удар. Совокупность описанных явлений называется кавитацией.

Кавитация вызывает возмущения в потоке жидкости, а как следствие уменьшение гидравлического КПД ηг. Напор также снижается.

Если пузырьки пара в момент конденсации находятся на поверхности рабочей лопасти, то удар приходится на неё, и происходит местное разрушение металла. Срок службы значительно снижается.

Характерными признаками кавитации являются: шум, треск и вибрация.

При проектировании и эксплуатации насосных установок необходимо принимать меры по предотвращению кавитации. В самом общем виде условие безкавитационной работы насосных установок можно записать в виде Рвс>Рнп. (1)

Пусть насос перекачивает жидкость из ёмкости А в В

величина давления на всасе будет:

, (2)

где Ра – давление в ёмкости А;

Нг – расстояние между отметками оси насоса и уровнем жидкости в ёмкости А;

Будем называть Нг – геометрической высотой установки насоса.

ΔРпот – гидравлические потери давления во всасывающем трубопроводе;

с – скорость на входе в насос.

Анализ выражения (2) показывает, что заданном давлении Ра, давление на всасе зависит главным образом от высоты установки насоса Нг. Выбор величины Нг должно обеспечить выполнение условия (1).

Введём дополнительное обозначение - полное давление на всасе насоса,- кавитационный запас, который гарантирует устойчивый режим работы.

(3)

Кавитационный запас также выражают в единицах напора и обозначают (4).

Вычислим величину Нг при которой выполняется условие (3), обеспечивающее отсутствие кавитации. Выразим статическое давление на всасе Рвс из (3).

(5)

Приравняем (2) И (5), откуда ,. Величинупринимают равной, где- критический кавитационный запас.

, где

n – число оборотов вала насоса, об/мин

Q – производительность насоса м3/с

с – экспериментальный коэффициент.

для обычных насосов с=800 – 1000

для специальных насосов с=1000 – 3000

Высоту Нг обеспечивающую отсутствие кавитации будем называть допустимой высотой всасывания , тогда запишем (6) в следующем виде:

,

где - гидравлические потери напора.

При перекачке горячей жидкости, особенно если Ра=Рнп (кипящая вода) может получиться так, что , это означает, что бак с жидкостью нужно разместить выше отметки оси насоса на величину по модулю не меньшую чем. В этом случае говорят, что насос установлен под залив и имеет подпорНподп.

Например, деаэраторы всегда устанавливают выше питательно насоса. В ряде случаев для повышения надежности работы основного питательного насоса, непосредственно после деаэратора устанавливают так называемый бустерный насос. Он спроектирован для работы в тяжелых условиях, в том числе и при кавитации. Создавая незначительное повышение давления, бустерный насос обеспечивает полностью безкавитационную работу основного питательного насоса

5. Принцип действия, работа, мощность и КПД поршневого компрессора

Компрессор – тепловая машина, предназначенная для сжатия газов. Поршневой компрессор является основным элементом компрессорной установки.

1-поршень

2-водоохлаждающий цил-др

3-кромка цилиндра

4-всасывающий клапан

5-нагнетательный клапан

Индикаторная диаграмма: P1, P2 – давление газа.

Рабочий объём цилиндра:

Vм-объём мёртвого пространства цилиндра, которое образуется по причине того, что поршень не доходит вплотную до крышки цилиндра.

ab-всасывание газа при постоянном давлении P1

bc-сжатие газа от P1 до P2

c-открывается нагнетательный клапан 5

cd-выталкивание газа в нагнетательный трубопровод

da-расширение газа, оставшегося в мёртвом пространстве.

Sabcd эквивалентна работе компрессора, затрачиваемая на сжатие газа за один поворот кривошипа. Открытие и закрытие клапанов в компрессоре происходит под действием разности давлений в цилиндре и во внешней магистрали. Уплотнение поршня осуществляется с помощью поршневых колец. В процессе сжатия газ в компрессоре нагревается и теплота отводится посредством охлаждающей воды, смывающей стенки цилиндра. Иногда вместо воды используют воздушное охлаждение. При этом наружные стенки цилиндра имеют ребристую поверхность.

Процессы сжатия и расширения в компрессоре существенно зависят от условий теплообмена между газом и стенками цилиндра. Характерными являются крайние теоретические процессы: изотермическое сжатие (T=const), изоэнтропное сжатие (ΔS=0). Удельная работа изотермического сжатия:

, Дж/кг.

Удельная работа при изоэнтропном сжатии (адиабатном) сжатии:

Изобразим основные процессы сжатия для идеального компрессора, считая объём мёртвого пространства равен 0.

1-изотермическое сжатие

2-адиабатное сжатие

3-политропное сжатие, при котором показатель политропы 1<n<k, для компрессоров с интенсивным охлаждением цилиндров.

4-политропное сжатие, при n>k, для слабоохлаждающихся компрессоров.

Наименьшая работа сжатия соответствует 1, и значит он может рассматриваться кАк наиболее выгодный. Но в реальных компрессорах крайние процессы в чистом виде неосуществимы. Действительный процесс сжатия идёт по политропе:

Политропное сжатие будет тем ближе к изотермическому, чем интенсивнее происходит охлаждение стенок цилиндра. Оценкой совершенства работы компрессора является его относительный КПД , представляющий собой отношение теоретической работы к действительной (индикаторной) работе сжатия.

Sabcd эквивалентна теоретической работе, Sa’bc’d эквивалентна действительной или индикаторной работе. Характерные выступы a’,c’ на диаграмме в начале всасывания и в конце сжатия указывают на инерционность и гидравлическое сопротивление клапанов. Действительные линии расширения и сжатия также несколько отклоняются от теоретических политроп, вследствие нестационарности условий теплообмена между газом и стенками цилиндра.

, кВт.

M-массовая производительность, кг/с

l-удельная теоретическая работа сжатия, Дж/кг

η-относительный и механический КПД.

5. Классификация и обозначение паровых турбин.

Паровые турбины подразделяются следующим образом:

1. по принципу действия пара

-активные

-реактивные

2. По назначению

-энергетические (для отпуска электроэнергии и теплоты крупным потребителям)

-промышленные (вырабатывают тепловую и электроэнергию, но главная цель – обеспечение предприятия)

-вспомогательные (используются для привода насосов, вентиляторов, компрессоров)

Мощность промышленных турбин значительно меньше энергетических. Вспомогательные турбины называют приводными. Надёжность их выше и более экономичны.

3. по характеру теплового процесса

-конденсационные ( тип К)

-теплофикационные.

Конденсационные служат для производства электроэнергии. Такие турбины не имеют регулируемых отборов пара. Но можно иметь много нерегулируемых отборов для регенеративного подогрева питательной воды. После последней ступени такой турбины пар направляется в конденсатор. Теплофикационные турбины служит для одновременной выработки электроэнергии и теплоты. Такие турбины имеют один или несколько регулируемых отборов пара, в которых поддерживается заданное потребителем давление. Эти турбины могут иметь нерегулируемые отборы для подогрева питательной воды.

Турбины могут выполнятся с конденсатором пара и без него. В первом случае турбины могут иметь отопительный отбор пара (тип Т) или производственный отбор пара (тип П), или тот и другой (тип ПТ). Во втором случае, турбины носят название турбин с противодавлением (тип Р). После последней ступени этой турбины отработанный пар направляется не в конденсатор, а потребителю пара низкого давления. Главное назначение: производство пара с противодавлением, производство электроэнергии – побочный продукт. Турбины с противодавлением могут иметь промежуточный регулируемый отбор (тип ПР).

4. По частоте вращения

Для привода генератора частота n=3000 об/мин, но бывает n=1500 об/мин. Приводные турбины имеют переменную частоту n=Vdr.

5. По числу цилиндров

-одноцилиндровые

-многоцилиндровые (большинство).

6. По числу валопроводов.

Валопровод – соединение муфтами роторы отдельных цилиндров и генераторов по одной оси.

Одновальные – один валопровод, двухвальные – 2 параллельных валопровода., каждый со своим генератором.

Обозначение турбин: специальная маркировка, состоящая из цифровой и буквенной частей. Буквенная часть – тип турбины, последующее число через тире указывает номинальную электрическую мощность, МВт. При необходимости, через косую черту указывается максимальная мощность, далее, через тире ставится число, показывающее номинальное давление свежего пара, кгс/см2 (МПа). Для теплофикационных турбин через косую черту указывается давление в отборах или противодавление. Последняя цифра через тире, если она есть, указание модификации турбины. Для отопительного отбора, турбины типа Т в обозначении давление не указывается. Как правило оно регулируется 0,5-2,5 кгс/см2.

Пример:

К-210-130-3

Т-110/120-130

П-6-35/5

ПТ-25/30-90/10

Р-100/10-130/15

ПР-12/15-90/15/7

5. Мощность и КПД паротурбинных установок.

Принципиальная схема ПТУ, работающая по циклу Ренкина:

В турбине в результате необратимых потерь при расширении пара линия процесса отклоняется от изоэнтропии и фактически развиваемая паром работа будет равна: Hi = io – iк, кДж/кг,

где Hi – использованный теплоперепад. Hi < Ho.

df – действительный процесс расширения в турбине.

ΣΔh – суммарные внутренние потери в турбине.

Отношение используемого теплоперепада к располагаемому называется относительным внутренним КПД: .кВт;кВт.

No – располагаемая мощность турбины;

Ni – внутренняя мощность турбины;

G – массовый расход пара через турбину, кг/с.

Отношение использованного теплоперепада к теплоте, подведенной к раб. телу в парогенераторе, назыв. абсолютным внутренним КПД ПТУ:

.

Не вся мощность Ni, развиваемая паром внутри турбины, используется потребителем. Часто её в виде мех. потерь ΔNм расходуется на трение в подшипниках и на привод вспомогательных механизмов турбины.

Эффективная мощность турбины, т.е. мощность, которая передается приводимой машине, равна разности: Ne = Ni – ΔNм.

Отношение эффективной мощности к внутренней назыв. механическим КПД турбины: ηм = Ne/Ni.

Относительный эффективный КПД турбины определяется как: .

Отношение эффективной мощности турбины к тепловой мощности парогенератора назыв. абсолютным эффективным КПД ПТУ: .

Термический КПД идеальной ПТУ определяется как: .iкt – энтальпия отработавшего пара при изоэнтропном расширении.

Электрическая мощность, отдаваемая с выводов электрогенератора, меньше эффективной мощности турбины на величину потерь в электрогенераторе: Nэ = Ne – ΔNэг. ηэг = Nэ/Ne.

Отношение эл. мощности к мощности идеальной турбины назыв. относительным электрическим КПД турбогенератора: .

Отношение эл. мощности к тепловой мощности парогенератора назыв. абсолютным электрическим КПД ПТУ:

.

При оценке эффективности эл. станции в целом необходимо дополнительно учитывать потери теплоты в котле, расход энергии на привод питательных насосов, потери давления и теплоты в паропроводах и т.д.

5. Преобразование энергии парового потока в турбинной ступени.

studfiles.net

Коэффициенты полезного действия компрессоров

Строго говоря, компрессор полезной работы не совершает - он энергию потребляет и преобразует в давление. Поэтому можно говорить о полезном эффекте и сравнивать его с затраченной работой.

Полезный эффект L

КПД компрессора = = Затраченная работа Lзатр

Тем не менее этот параметр принято называть коэффициентом полезного действия КПД.

Согласно формуле, возможны различные виды КПД в зависимости от того, что принимается в качестве полезного эффекта или затраченной работы.

ПОЛЕЗНЫМ ЭФФЕКТОМ компрессора является энергия, сообщенная газу в результате взаимодействия лопаток с потоком.

В этом случае в компрессоре повышается давление, которое может быть оценено изменением статического или полного давления, соответственно в качестве работы сжатия по статическим или заторможенным параметрам. С другой стороны, работа сжатия может быть как действительная, политропическая, так и идеализированная, изоэнтропическая.

Как видно, в зависимости от того, что представлено в числителе можно получить четыре вида КПД.

В качестве ЗАТРАЧЕННОЙ НА ВРАЩЕНИЕ КОМПРЕССОРА РАБОТЫ также можно взять различные понятия.

Наиболее полно затраченная работа полно представляется, если в её состав включаются все потери, в том числе механические.

Такие КПД, вне зависимости от того, чем является числитель, называют ЭФФЕКТИВНЫМИ.

Однако, с точки зрения теории рабочего процесса в лопаточной машине этот вид КПД не удобен и им пользуются лишь тогда, когда компрессор оценивается в целом, кат самостоятельный агрегат.

Более целесообразно, с точки зрения рабочего процесса, при оценке эффективности преобразование энергии учитывать только потери, связанные с наличием движения газа относительно поверхностей элементов ротора и поверхностей ограничивающих межлопаточные каналы, т.е. потери внутри лопаточных венцов компрессора.

В этом случае в знаменателе берётся работа сжатия, подведенная к валу и состоящая из работы сжатия в том или ином виде, потерь внутри межлопаточных каналов и потерь вне контрольного пространства, ограниченного лопаточными венцами, т.е. на элементах ротора (диски, барабан и т.д. в зависимости от конструкции ротора) и в радиальном зазоре между корпусом (в рабочих колёсах) и торцами лопаток и между втулкой и торцами лопаток направляющих аппаратов (если НА консольные).

Итак, если в качестве затраченной работы принимается внутренняя работа, т.е. работа, учитывающая газодинамические потери внутри компрессора, то КПД называют ВНУТРЕННИМИ.

Если ведется поиск геометрической формы лопаток и ищется наиболее благоприятное сочетание параметров элементарных ступеней и выбирается закон профилирования, то интерес представляют лишь потери. связанные с процессами взаимодействия потока с лопатками в пределах лопаточного венца, т.е. те потери, которые, в частности входят в теоретическую работу компрессора, вычисляемую с помощью уравнений Эйлера, и, соответственно, в качестве затраченной работы берётся теоретическая работа, то такой КПД называют ЛОПАТОЧНЫМ.

На практике широко применяют ВНУТРЕННИЕ КПД, где в качестве первого приближения в числителе используется изоэнтропическая работа сжатия по заторможенным параметрам.

Его называют ВНУТРЕННИМ ИЗОЭНТРОПИЧЕСКИМ КПД ПО ЗАТОРМОЖЕННЫМ ПАРАМЕТРАМ, обозначают hкs* и выражают формулой:

hкs* =(твк dp/r)s*/Lk= 1-(Lr’+DL)/Lk (4.2)

Этот КПД легко вычисляется и широко применяется в экспериментальных исследованиях по измеренным и осреднённым соответствующим образом полным давлениям перед и за компрессором при известном показателе изоэнтропы.

Более точная оценка эффективности преобразования энергии в компрессоре определяется, если в качестве полезного эффекта принимать политропическую работу по заторможенным параметрам с учетом среднего значения показателя политропы в процессе сжатия.

Такой КПД называют ВНУТРЕННИМ ПОЛИТРОПИЧЕСКИМ КПД ПО ЗАТОРМОЖЕННЫМ ПАРАМЕТРАМ, обозначают hк* и вычисляют по формуле:

hк* =(твк dp/r)*/Lk= 1-Lr’/Lk (4.3)

Соотношение между hкs* и hк* приведено на рис.4.1.[2].

Рис.4.1

lektsia.com

Коэффициент полезного действия компрессора, определение при

    Области применения поршневых и центробежных компрессоров различны и соответствуют особенностям этих машин. Так, поршневые компрессоры, воздействующие с помощью поршня на определенный замкнутый объем воздуха в цилиндре в период нагнетания, могут создавать значительную степень сжатия рг/Р при относительно ограниченной подаче воздуха или газа. Поршневые компрессоры обладают высоким коэффициентом полезного действия и применение их наиболее целесообразно при давлениях более 1 МПа и при малых подачах (не более 100—150 м /мнн). [c.310]

    Во второй главе содержатся материалы о поршневых компрессорах Дается их классификация, рассматривается теоретический цикл работы поршневого компрессора и теплообмен в нем. Далее отмечаются особенности действительного цикла работы компрессора, определения его подачи. Приводятся сведения о потерях энергии в компрессоре, его коэффициенте полезного действия, методах определения мощности. Рассматриваются особенности многоступенчатого сжатия. В заключении рассматривается эксплуатация поршневых компрессоров. [c.3]

    Определение коэффициента полезного действия компрессора. Совершенство многоступенчатых компрессоров оценивается изотермным коэффициентом полезного действия [c.354]

    Вторая задача состоит в изучении режима движения механизмов при известных массах их звеньев под действием заданных внешних сил. Сюда относятся вопросы определения энергозатрат и анализ их распределения в элементах системы, в частности нахождение общего и частных коэффициентов полезного действия, регулирование движения машины, например, расчет маховика (актуальная задача для щековых дробилок, поршневых компрессоров и насосов). К задачам динамики относится также определение истинного закона движения машинного агрегата или его отдельных элементов под действием приложенных сил, в частности с учетом упругости звеньев, а также задача о соударении звеньев. [c.42]

    Формула (УП. 47) имеет исключительно важное значение как для расчета компрессора, так и для определения экономической эффективности выпарной установки в целом. Следует коротко остановиться на понятии коэффициента полезного действия пароструйного компрессора. Под к. п. д. пароструйного компрессора понимается отношение действительной работы сжатия к теорети-248 [c.248]

    Теоретическая производительность компрессора Кт м /с может быть приближенно найдена исходя из того, что через наибольшее свободное сечение между ротором н корпусом, равное 2е/, газ проходит со скоростью движения пластины nDn/60, поэтому Кт = 2е/ (яОл/бО), гдее — эксцентриситет I — длина пластины D — внутренний диаметр корпуса п — число оборотов ротора в минуту. Для определения действительной производительности V м /с нужно учесть объемный коэффициент полезного действия т)о, а также уменьшение рабочего объема на [c.160]

    Удаление минеральных отложений и механических загрязнений. Очистка теплообменных поверхностей конденсатора, охлаждающих рубашек компрессора и трубопроводов производится с целью удаления минеральных отложений в виде солевой накипи (водяного камня), биологических загрязнений (растительная слизь, водоросли) и меха1нических загрязнений (песок, ил, окалина и ржавчина) и масла. Очистке подвергаются поверхности при толщине слоя накипи и продуктов коррозии 1,5—2,0 мм. Например, слой накипи толщиной 0,1 мм уменьшает коэффициент полезного действия конденсатора на 35% [126]. Коррозия в конденсаторах холодильных установок зависит от условий на поверхности труб со стороны жидкого хладона и со стороны воды охлаждения. Надо учитывать, что при определенных условиях хладоны нестабильны, а продукты их разложения весьма активны. [c.126]

    Определение коэффициента полезного действия поршневого насоса или компрессора. [c.11]

    На установках АВТ для создания вакуума в колонных аппаратах используются пароэжекторные вакуум-насосы различных модификаций. Термин вакуум-насосы сохранился чисто исторически, речь идет не о насосах, а о компрессорах определенного назначения. Пароэжекторные насосы широко внедрены во многих областях техники. Основной причиной столь широкого применения пароэжекторных вакуумных-насосов является сравнительная простота их конструкции и эксплуатации, связанная с отсутствием движущихся частей, долговечностью, небольшой стоимостью и простотой ремонта. Недостатком пароэжекторных вакуум-насосов, по сравнению с механическими насосами, является низкий коэффициент полезного действия, связанный с большим расходом пара. [c.456]

    Для определения коэффициентов полезного действия пароструйного компрессора рекомендуется руководствоваться методическими указаниями, изложенными в специальной литературе. [c.489]

chem21.info

Поршневой компрессор и винтовой компрессор: в чем разница

• Главная
/
• Статьи
/
• Поршневой компрессор и винтовой компрессор: в чем разница

Из всех типов компрессорного оборудования в современной промышленности наиболее популярны поршневые и винтовые компрессоры. Для того чтобы сделать окончательный выбор, рассмотрим основные параметры каждого из них.

Сравнение монтажа поршневого и винтового компрессора

Вентиляция

Сравнение КПД поршневого и винтового компрессора

Поршневой компрессор. За счет наличия «мертвых зон», в которых теряется как минимум 25 % уже сжатого воздуха, в данных приборах для получения такого же объема воздуха необходимо на четверть больше электроэнергии при одинаковой производительности.

Винтовой компрессор. В данных приборах коэффициент полезного действия близок к 100 % за счет отсутствия нежелательной «мертвой зоны».

Обслуживание винтовых и поршневых компрессоров

Очистка воздуха

Поршневые компрессоры. Воздух, выходящий из поршневого компрессора, подходит не для любых условий, поскольку он содержит в своем составе продукты износа и пыль. Удалить вредные вещества можно, вложив дополнительные средства в приобретение оборудования для очистки воздуха.

Винтовые компрессоры. В конструкции винтового компрессора предусмотрено наличие встроенной системы очистки воздуха, что позволяет отказаться от использования дополнительного оборудования.

Срок службы и стоимость

Вывод

Исходя из вышеперечисленных параметров, можно сделать следующее заключение. Винтовой компрессор является лучшей альтернативой поршневому в ситуациях, когда допустимо серьезное разовое вложение средств. Такое оборудование не требует дополнительного возведения фундамента и устройства сложной системы вентиляции, что сокращает финансовые затраты. Винтовой компрессор позволяет отапливать помещения в зимнее время. Его КПД составляет практически 100 %. Обслуживание винтовых компрессоров является менее трудоемким процессом, чем ремонт поршневых, и проводится через более продолжительный интервал времени. Данный прибор оснащен собственной системой очистки. В силу технологических особенностей срок службы элементов данной конструкции на порядок выше.

Однако в случаях, когда важно избежать крупного разового вливания средств, можно приобрести поршневой компрессор, который способен служить достаточно долго при периодическом техническом обслуживании.

Обращаем внимание, что у нас на сайте большой выбор компрессорного оборудования, вы всегда можете купить у нас в каталоге:

Если у Вас остались вопросы по нашему оборудованию или по выбору компрессора, задавайте их по телефонам, указанным в контактах, или приезжайте к нам в офис, в одно из представительств в Москве, Санкт-Петербурге, Нижнем Новгороде, Екатеринбурге или Белгороде.

www.spitzenreiter.ru

Коэффициенты полезного действия компрессоров

Энергетика Коэффициенты полезного действия компрессоров

просмотров - 99

Эффективность компрессоров нельзя оценивать значением обычного энергетического КПД, представляющего собой соотношение энергии, приобретаемой газом, к энергии, затрачиваемой на проведение компрессорного процесса.

По (6.17) при условии удельная энергия, приобретаемая газом в компрессорном процессе, , где q – количество теплоты, уходящее в окружающее пространство вследствие охлаждения компрессора.

Следовательно, энергетический КПД компрессорного процесса

(6.22)

Применяя полученное выражение к изотермическому процессу с (рис.6.5) получаем .

Но из всœех возможных типов компрессорных процессов наименьшей затратой энергии требует изотермический процесс, являющийся самым выгодным по затратам энергии. При оценке по (6.22) изотермический процесс крайне невыгоден.

В чем причина парадокса?

При изотермическом компрессорном процессе , и следовательно, энтальпия газа как мера его энергии остается постоянной. При этом при сохранении значения энтальпии компрессорный процесс переводит газ на новый потенциальный уровень , соответствующий более высокому давлению и тем представляет газу возможность совершить работу при расширении до начального давления.

Следовательно, оценивать энергию, получаемую газом в компрессорном процессе, изменением его энтальпии не имеет смысла. Потому что при сохранении постоянства энтальпии способность газа производить работу возрастает. Отсюда вытекает недопустимость оценки совершенства компрессора значением энергетического КПД. Совершенство компрессорного процесса оценивают при помощи относительных термодинамических КПД – изотермического и изоэнтропийного .

В случае если действительный политропный процесс протекает в компрессоре с показателœем п при удельной энергии L , то изотермический и изоэнтропийный КПД

(6.23)

(6.24)

Здесь и - удельные энергии изотермического и изоэнтропийного процессов, определяемые по формулам (6.13) и (6.15).

Изотермический КПД применяют для оценки компрессоров с интенсивно действующим водяным охлаждением (поршневых и роторных). Для этих компрессоров изотермический процесс, обладающий наименьшей удельной энергией, является эталонным.

Компрессоры с неинтенсивным охлаждением (центробежные и осœевые) оцениваются при помощи изоэнтропийного КПД . Для компрессоров этого типа изоэнтропийный процесс является эталонным, наиболее совершенным.

Установим основные, важные в расчётной практике соотношения, связывающие относительный изоэнтропийный КПД с термодинамическими параметрами торможения процесса.

Из формул (6.1) и (6.10) следует

.

Действительный процесс является политропным, и для него формулу (6.17) можно записать в параметрах торможения при условии q=0 так:

. (6.25)

Из этих соотношений следует

. (6.26)

Формула для расчёта относительного изотермического КПД для оценки объемных одноступенчатых компрессоров с интенсивным охлаждением получается из (6.15) и (6.23):

. (6.27).

Читайте также

oplib.ru

Смотрите также

• 
  Компрессор механический
• 
  Стационарный компрессор
• 
  Мощность компрессора
• 
  Эко компрессор
• 
  Компрессор данфосс
• 
  Ваз компрессор
• 
  Компрессор эком
• 
  Коаксиальный компрессор
• 
  Аэрограф компрессор
• 
  Подключение компрессора
• 
  Реле компрессора