Производим термодинамический расчет двухступенчатого поршневого компрессора в соответствии с индивидуальным заданием (вариант 44).
1. Применение одноступенчатых компрессоров для получения сжатых газов с весьма высоким давлением нецелесообразно, так как с повышением давления нагнетания объемный КПД и производительность компрессора уменьшаются. Другой причиной ограничения давления сжатия в одной ступени является недопустимость высокой температуры в конце сжатия, которая увеличивается с ростом конечного давления. Повышение температуры газа выше 200°С ухудшает условия смазки (происходит коксование масла) и может привести к самовозгоранию масла.
Для получения сжатого газа более высокого давления 1,0…1,2 МПа и выше применяются многоступенчатые компрессоры с промежуточным охлаждением газа после каждой ступени. Сущность многоступенчатого сжатия можем пояснить на примере двухступенчатого компрессора, схема которого представлена на рисунке 5, а его идеальная (при V o = 0) индикаторная диаграмма – на рисунке 6.
P b 5 4 2'
вода Р 3
Р 1; T 1 Р 2; T 2 Р 2; T 1 Р 3; T 2
II ступень
газ а 2
3 Р 2 3
1 I ступень
Р 1 0 1
вода 2 вода
V
Рис.5 – Схема двухступенчатого Рис. 6 – Индикаторная диаграмма
поршневого компрессор двухступенчатого компрессора
В первой ступени 1 (рис.3 и 4) газ сжимается по политропе 1–2 до давления Р 2, а затем он поступает в промежуточный холодильник 3, где охлаждается до начальной температуры T 1. Гидравлическое сопротивление холодильника по воздушному тракту делают небольшим. Это позволяет считать процесс охлаждения 2–3 изобарным. После холодильника газ поступает во вторую ступень 2, где сжимается по политропе 3–4 до давления Р 3. Если бы сжатие до давления Р 3 осуществлялось в идеальном одноступенчатом компрессоре (линия 1–2', рис.4), то величина затраченной за цикл работы определялась бы площадью 012'b0.При двухступенчатом сжатии с промежуточным охлаждением эта работа численно равна площади 01234b0. Заштрихованная площадь соответствует экономии работы за цикл при двухступенчатом сжатии. Обратите внимание на то, что чем больше ступеней сжатия и промежуточных холодильников, тем ближе будет процесс к наиболее экономичному изотермическому, так как ломанная линия 1–2–3–4 приближается к кривой изотермического сжатия 1–3–5.
|
На рисунке 7 изображены процессы политропного сжатия 1–2, 3–4 и промежуточного изобарного охлаждения 2–3 в Ts -координатах. Заштрихованные площади показывают (в масштабе) количество теплоты, отводимой от воздуха в систему охлаждения: в первой ступени q 1-2, во второй ступени q 3-4 и в промежуточном холодильнике q 2-3. Из рисунка видно, что промежуточное охлаждение позволяет снизить температуру конца сжатия с Т 2' до T 2, что обеспечивает надёжную смазку трущихся поверхностей.
Специальные расчёты показывают, что наиболее выгодным многоступенчатое сжатие оказывается в том случае, когда отношение давлений в каждой ступени будет одинаковым. При этом работа, затрачиваемая на привод многоступенчатого компрессора, будет минимальной.
2. Определяем теоретическая мощность привода компрессора при политропном сжатии (кВт) по формуле
(39)
где λ – степень повышения давления.
Степень повышения давления в каждой ступени многоступенчатого компрессора может быть определена по формуле
(40)
где z – число ступеней компрессора, шт.;
рz – давление газа на выходе из последней ступени, Па;
р 1– давление газа на входе в первую ступень, Па;
ψ – коэффициент, учитывающий потери давления между ступенями, принимается (ψ = 1,1-1,15). Принимаем равным ψ = 1,1.
По условию задания давление дано в технических атмосферах. Необходимо давлении перевести в систему СИ, т.е в Паскали.
1 ат =9,81·104 Па, тогда Р 1=9,81·104·0,98=9,61·104 Па;
Р 2=9,81·104·38=3,728 МПа.
Степень сжатия в каждой ступени 
кВт.
Теоретическая мощность привода двухступенчатого компрессора
Nпр =2· N =2·32,33=64,66 кВт.
3. Расход охлаждающей воды, кг/ч
(41)
где св – теплоемкость воды, принимаем св =4,19 кДж/кг;
Q – количество теплоты, отводимой от воздуха, кДж/ч;
Dt – повышение температуры охлаждающей воды, о С
Количество теплоты, отводимой от воздуха, в изобарном процессе, кДж/ч
(42)
где М – массовая производительность компрессора, кг/ч;
ср – массовая теплоемкость воздуха, ср =1,01 кДж /(кг · К);
– температура в конце политропного процесса сжатия воздуха, о С.
Температуру в конце политропного сжатия определяем из соотношения параметров Т и р в политропном процессе по формуле
. (43)
К.
Массовая производительность компрессора из уравнения состояния идеального газа
(44)
где 
– удельная газовая постоянная, для воздуха =287 Дж /(кг · К);
v – объемная производительность, v = 500 м 3/ ч (по условию);
р 1, Т 1 – начальные давления и температура воздуха (по условию).
Количество теплоты 
МДж/ч.
Тогда расход охлаждающей воды, согласно формулы (41)
кг/ч.
4. Находим параметры в характерных точках для построения процессов сжатия в p-v и T-s диаграммах.
Удельный объем воздуха перед компрессором первой ступени определяется по следующему выражению:
(45)
м 3/ кг.
Из соотношения параметров в политропном процессе сжатия воздуха определяем удельный объем после сжатия в первой ступени
(46)
м 3/ кг.
Давление воздуха после сжатия в компрессоре первой ступени:
(47)
МПа.
Удельный объем воздуха перед компрессором второй ступени, при условии, что после сжатия в первой ступени воздух охлаждается в промежуточном холодильнике до начальной температуры 
, определяем из соотношения параметров в изобарном процессе
(48)
где 
– температура воздуха на входе во вторую ступень, 
=293 К (по условию).
м 3/ кг.
Из соотношения параметров в политропном процессе сжатия воздуха удельный объем после сжатия во второй ступени по формуле
(49)
м 3/ кг.
Энтропия воздуха перед компрессором первой ступени по формуле
(50)
где 
и 
– соответственно температура и давление воздуха при нормальных условиях.
кДж/ (кг·К).
Определяем изменение энтропии в политропном процессе в компрессоре первой ступени по формуле
(51)
где сv – удельная теплоемкость воздуха при постоянном объеме, принимаем 
;
– показатель адиабаты для воздуха и всех двухатомных газов.
кДж/ (кг·К).
Энтропия в точке 
(52)
кДж/ (кг·К).
Определяем изменение энтропии в изобарном процессе охлаждения газа
кДж/ (кг·К).
Энтропия перед компрессором второй ступени:
(53)
кДж/ (кг·К).
кДж/ (кг·К).
Энтропия воздуха после прохождения второй ступени компрессора
(54)
кДж/ (кг·К).
Производим построение процессов сжатия в p-v и T-s диаграммах.
Рис. 8 – Процесс сжатия в р - v диаграмме
Рис. 9 – Процесс сжатия в T - s диаграмме
приложение
h-s диаграмма водяного пара
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В курсовой работе выполнены тепловые расчеты двух видов наиболее распространенных и наиболее часто используемых в народном хозяйстве типов тепловых двигателей и нагнетателя. Не смотря на различия в принципе действия и используемом рабочем теле, оба типа теплового двигателя позволяют получить на выходе механическую работу, в чем и заключается их основное назначение.
Выбор типа теплового двигателя осуществляется на основании технико-экономического расчета, в котором необходимо учитывать следующие факторы: условия эксплуатации и наличие соответствующего топлива, особенности климата региона, где предполагается использовать данный тип теплового двигателя.
Исходя из термодинамического расчета двухступенчатого поршневого компрессора с промежуточным охлаждением рабочего тела между ступенями следует отметить, что многоступенчатое сжатие имеет следующие преимущества: 1) понижается отношение давлений в каждой из ступеней и в соответствии с этим повышается объемный КПД компрессора и его производительность; 2) улучшаются условия смазки поршня в цилиндре вследствие использования промежуточного охлаждения газа; 3) приближается рабочий процесс к изотермическому и уменьшается расход энергии на привод компрессора.
Вместе с тем, следует отметить, что вопрос о выборе числа ступеней, обеспечивающего заданную величину pк, решается на основе не только термодинамических, но и технико-экономических соображений.