Классификация, параметры и оценка работы компрессоров.

Машины для подачи газовых сред в зависимости от раз­виваемого ими давления называют компрессорами.

Назначение компрессоров состоит в сжатии газов и перемещении их к потребителям по трубопроводным системам. Компрессоры, применяемые для отсасывания газа из емкостей с вакуумом, сжимающие газ до атмосферного или несколько большего давления, называют вакуум-насосами. Основными параметрами, характеризующими работу компрессора, являются объемная подача Q (исчисляется обычно при условиях всасывания), начальное p₁ и конечное p₂ давления или степень повышения давления ε=p₁/ p₂, частота вращения и мощность N на валу компрессора. Компрессоры по способу действия можно разделить на три основные группы: объемные, лопастные и струйные.

При классификации по конструктивному признаку объ­емные компрессоры подразделяются на поршневые и ротор­ные, а лопастные - на центробежные и осевые. Возможно разделение компрессоров на группы в зависимости от рода перемещаемого газа, вида привода, назначения компрес­сора.

Центробежные компрессоры с паровым и электрическим приводом являются основным видом компрессорных машин в металлургическом и коксохимическом производствах; здесь они служат для подачи дутьевого воздуха и газов - основных или побочных продуктов технологического цикла. Эти машины получают распространение в системах даль­него газоснабжения. Осевые компрессоры широко исполь­зуются в газотурбинных установках. Поршневые компрес­соры применяются в металлообрабатывающей и машино­строительной промышленности для сжатия воздуха, приводящего в действие пневматический инструмент и прес­сы. В химической промышленности газовые многоступенча­тые компрессоры используются и циклах синтеза химичес­ких продуктов при высоком давлении. В последнее время сжатый воздух, получаемый от поршневых компрессоров, находит применение в текстильной промышленности как энергоноситель для проведения ткацкого процесса.

На ТЭС поршневые компрессоры служат для обдува поверхностей нагрева котлов с целью их очистки от лету­чих золы и сажи, а также для снабжения сжатым воздухом пневмати­ческого ремонтного инструмента.

Эффективность компрессоров нельзя оценивать значе­нием обычного энергетического к.п.д., представляющего собой отношение энергии, приобретаемой газом, к энергии, затрачиваемой на проведение компрессорного процесса. При условии c₁=c₂ удельная энергия, приоб­ретаемая газом в компрессорном процессе, L-q=c_p(T₂-T₁), где q-количество теплоты, уходящее в ок­ружающее пространство вследствие охлаждения компрес­сора. Следовательно, энергетический к.п.д. компрессорного процесса η= c_p (T₂-T₁)/ c_vp(T₂-T₁)+q Применяя полученное выражение к изотермическому компрессорному процессу с T₁=T₂, получаем η=0. Наименьшей затраты энергии требует изотермический процесс, являющийся са­мым выгодным по затратам энергии. При оценке по последней стоимости изотермический компрессорный процесс невыгоден, потому что η=0. Совершенство компрессорного процесса оценивают при помощи относительных термодинамических к.п.д. - изо­термического η_из и изоэнтропного ηа. Изотермический и изоэнтропный к.п.д.: η_из=L_из/L, ηа= L_а/L.

L_из,L_а-удельные энергии изотермического и изоэнтропного процессов.

L_из=p₁v₁ln(p₂/p₁); L_а=(k/k-1)xp₁v₁[(T₂/T₁)-1]

Изотермический к.п.д. η_из применяют для оценки комп­рессоров с интенсивно действующим водяным охлажде­нием (поршневых и роторных). Компрессоры с неинтенсивным охлаждением (центро­бежные и осевые) оцениваются при помощи изоэнтропного к.п.д. ηа. Установим основные, важные в расчетной практике соотношения, связывающие относительный изоэнтропный к.п.д. с термодинамическими параметрами торможения процесса.

Из предыдущего следует: L_а=(k/k-1)xRT*₁[(p*₂/p*₁)^k-1/k-1]

Действительный процесс является политропным, и для него можно записать в параметрах торможения при условии q=0: L=c_p(T*₂- T*₁)

Из этих соотношений:ηа=((p*₂/p*₁)^k-1/k-1)/ (T*₂/T*₁)-1

Формула для расчета относительного изотермического к.п.д. для оценки объемных одноступенчатых компрессоров с интенсивным охлаждением: η_из=Rln(p₂/p₁)/c_p(T₂/T₁-1)

Расчет с использованием параметров торможения здесь не имеет смысла, потому что в начале и конце процесса сжатия скорости газового потока незначительны.

44. Гидравлический расчет тепловых сетей. Расчёт диаметров трубопроводов гидравлических потерь.

В результате гидравлического расчета тепловой сети определяют диаметры всех участков теплопроводов, оборудования и запорно-регулирующей арматуры, а также потери давления теплоносителя на всех эле­ментах сети. По значениям потерь давления рассчитывают напоры, которые должны развивать насосы системы. Диаметры труб и потери давления на трение определяют по формуле Дарси

где - потери давления на трение, Па; -коэффициент трения; длина и диаметр участка трубопровода, м; скорость потока, м/с; плотность теплоносителя, кг/м³.

Если энергию потока, Дж, отнести к единице силы, Н, получим фор­мулу для расчета потерь напора , м. Для этого все члены приведенного уравнения следует разделить на объемный вес ,Н/м³:

Коэффициент трения зависит от режима движения жидкости, ха­рактера шероховатости внутренней поверхности трубы и высоты высту­пов шероховатости .

Движение теплоносителя в водяных и паровых сетях характеризует­ся турбулентным режимом. При относительно небольших значениях числа Рейнольдса (2300 ) пристенный ламинарный слой закрывает выступы шероховатости и в результате создается режим гид­равлически гладких труб. Такой режим создается (почти при всех значе­ниях относительной шероховатости , за исключением очень больших. При этом режиме в трубах с шероховатой внутренней поверхностью на­блюдается турбулентное течение с сопротивлением, зависящим от вяз­кости жидкости. Этот режим хорошо описывается формулой Блазиуса:

Если требуется определить диаметр трубопровода, по которому дви­жется теплоноситель с плотностью , по заданным значениям и , а таблицы составлены для , тогда его следует находить по удельным потерям давления, пересчитанным на табличную плотность, т.е. по

Как видно, потери давления обратно пропорциональны плотности теплоносителя. Это следует учитывать при расчете, так как таблицы и номограммы составляют при определенной плотности, которую указы­вают на них. Плотность воды слабо зависит от температуры, поэтому некоторое отклонение фактической температуры воды от температуры, при которой составлены номограммы, приводит к незначительной ошиб­ке в определении потерь давления.