COMPRESOARE

COMPRESOARE

Compresoarele sunt agregate care au ca scop comprimarea aerului la presiuni inalte, intr-o treapta, sau mai multe. Dupa modul cum se realizeaza comprimarea aerului, compresoarele se clasifica in:

- compresoare volumice la care ridicarea presiunii se realizeaza prin

reducerea volumului unei cantitati de aer inchise in interiorul unui spatiu delimitat.

Aspiratia si refularea la aceste compresoare se realizeaza intermitent.

Compresoarele volumice se impart la randul lor in:

- compresoare cu piston;

- compresoare cu lamele;

- compresoare rotative - compresoare cu lobi;

i - compresoare elicoidale;

- compresoare dinamice la care ridicarea presiunii se face prin transmiterea energiei cinetice unui curent de aer si transformarea acesteia, in energie statica. Aspiratia si refularea aerului in compresor se face in mod continuu. Avand debite mijlocii (400-10 000 m³/h) si presiuni relativ mici (4-8∙10⁵ N/m²) nu au utilizare in domeniul naval.

Compresorul cu piston

Clasificare, constructie principiul de functionare

Sectiune printr-un compresor de aer:

FIG. 1

Clasificare:

a. Dupa marimea debitului, avem:

compresoare mici, avand debitul sub 10 m³/min;

compresoare mijlocii, avand debite intre 10 si 30 m³/min;

compresoare mari avand debite peste 30 m³/min;

compresoare foarte mari avand debite de peste 100 m³/min;

b. Dupa presiunea maxima de refulare, avem:

compresoare de presiune joasa, avand presiuni sub 10 atm.;

compresoare de presiune mijlocie, avand presiuni intre 10 si 80 atm;

compresoare de presiune inalta, avand presiuni peste 80 atm;

compresoare de presiune foarte inalta, avand presiuni peste 1000 atm;

c. Dupa schema de functionare, avem:

compresoare cu o treapta de comprimare;

compresoare cu mai multe trepte de comprimare;

compresoare cu piston diferential;

d. Dupa numarul cilindrilor, avem:

compresoare monocilindrice sau simplex;

compresoare cu doi cilindri sau duplex;

compresoare cu trei cilindri sau triplex;

compresoare policilindrice;

e. Dupa asezarea cilindrilor ( la cele policilindrice), avem:

compresoare cu cilindrii in linie;

compresoare cu cilindrii in unghi sau in L;

compresoare cu cilindrii in V;

compresoare cu cilindrii in W;

compresoare cu cilindrii in H;

f. Dupa natura fluidului comprimat (dupa destinatie). avem:

compresoare de aer;

compresoare frigorifice;

etc.

Constructie:

Compresorul cu piston se compune, de regula, din aceleasi organe ca si un motor cu piston.

In fig. 2.a este prezentata schema constructiva a compresorului cu piston, in care se disting: carterul 1, pe care sunt fixate celelalte organe si care reprezinta piesa de baza a compresorului; cilindrul 2 in care se deplaseaza pistonul 5, organ care efectueaza comprimarea gazelor; biela 3, care, impreuna cu manivela (bratul arborelui cotit) 4, serveste la transformarea miscarii de rotatie a arborelui cotit (antrenat de un motor), in miscare de

D - diametrul cilindrului;

S - cursa pistonului;

L - lungimea bielei;

R - raza manivelei;

- unghiul dintre manivela si axa cilindrului:

PMI si PME - punctele moarte, interior, respectiv exterior.

La deplasarea pistonului, volumul cilindrului, cuprins intre chiulasa si piston, se modifica. Se definesc urmatoarele volume caracteristice compresorului cu piston:

volumul cilindrului la pozitia pistonului in PMI, denumit volumul spatiului

vatamator {sau mort) si care se noteaza cu V_m;

volumul cilindrului la pozitia pistonului in PME, denumit volumul total al cilindrului si care se noteaza cu V_t;

volumul generat de deplasarea pistonului intre cele doua puncte moarte, denumit: volumul cursei volumul util sau cilindreea si care se noteaza cu V_s.

Principiul de functionare al compresorului cu piston

Cand pistonul se departeaza de chiulasa, in cilindru se creeaza o depresiune (datorita mariri volumului) care provoaca deschiderea supapei de aspiratie si aerul din exterior patrunde in cilindru. La cursa de inapoiere, supapa de aspiratie se inchide si aerul este comprimat pana la atingerea unei anumitei presiuni, la care supapa de refulare se deschide si aerul este evacuat spre rezervorul de aer comprimat sau spre instalatia respectiva.

Comprimarea aerului in cilindru este insotita de o ridicare importanta a temperaturii, ceea ce impune racirea compresoarelor. La comprimari mari, temperatura poate deveni periculoasa (aprinderea uleiului), fapt care conduce la construirea compresoarelor cu mai multe trepte de comprimare, compresoare

care pot fi prevazute sau nu cu racitoare intermediare (intre treptele de comprimare).

.Procesul ideal in compresorul cu piston

Procesul ideal sau teoretic ( ciclul teoretic). presupune:

in compresor se aspira 1 Kg aer;

compresorul nu are spatii moarte;

peretii cilindrului nu permit schimb de caldura;

pistonul se deplaseaza fara frecari;

nu se produc pierderi de fluid prin neetanseitati;

procesul de aspiratie are loc la presiunea atmosferica;

la trecerea fluidului prin supapele de aspiratie si refulare nu se produc pierderi de energie, presiunea in timpul procesului de aspiratie si presiunea in timpul procesului de refulare, se mentin constante;

fluidul se comporta ca un gaz perfect.

Intrucat in sistemul de coordonate p-V suprafata reprezinta, la o scara corespunzatoare, lucrul mecanic, suprafata ciclului teoretic de functionare va reprezenta tocmai lucrul mecanic consumat de compresor pentru efectuarea ciclului.

mecanic consumat de compresor se poate calcula cu, expresia:

care depinde in mare masura de curba compresiei.

Compresia fluidului poate fi:

a. compresie izoterma (pV = const.);

b. compresie adiabata (pV^k = const.);

c. compresie politropa (pVⁿ = const.).

Procesul real in compresorul cu piston

Procesul real din compresor se deosebeste de conditiile teoretice examinate, deoarece, pe de o parte, solutiile constructive posibile la fabricarea compresorului cu piston implica conditii functionale diferite de cele teoretice, iar pe de alta parte, gazele reale se comporta diferit de gazul ideal in ceea ce priveste transformarile fizice; aceste diferente nu pot fi neglijate.

Oricare ar fi parametrii treptei de comprimare, urmatoarele cauze modifica diagrama teoretica a procesului, acestea fiind datorate numai conditiilor constructive si functionale reale.

Influenta spatiului mort.

Volumul cilindrului difera de volumul generat de piston in cursa sa, printr-un volum numit "spatiu mort" si notat cu V_m .

Spatiul mort este necesar pentru urmatoarele motive:

incalzirea, in timpul functionarii compresorului, pe de o parte a partii fixe iar pe de alta a echipajului mobil duce la modificari de dimensiuni liniare ale acestor organe, fapt care ar putea duce la deteriorarea masinii. Pentru aceasta, se creeaza spatiul mort care permite dilatarea diferita a organelor citate;

existenta supapelor, necesita, la randul sau, aparitia spatiului mort;

spatiu1 cuprins intre cilindru, piston si primul segment de etansare mareste spatiul mort.

Existenta spatiului mort implica modificarea diagramei fapt ce se poate urmari pe figura 4

Raportul dintre volumul spatiului mort si volumul de lucru al cilindrului exprimat in procente, se numeste spatiul mort relativ:

la compresoarele moderne a = (2,5.6.0)%

Influenta schimbului de caldura prin peretii compresorului

Evidentiata in calcule printr-un coeficient termic () ale carui valori sunt date in tabele.

Influenta ferecarii dintre piston (segmenti) si cilindru

Apare pregnant in notiunea de randament.

Influenta pierderilor de fluid

Este materializata de un coeficient de ermetizare ( care se stabileste experimental. Influenta presiunilor de aspiratie si refulare

Nu sunt constante, apar in formulele de calcul ale lucrului mecanic si debitului.

Influenta conditiilor reale de transformare a stirii gazelor

Se refera la faptul ca gazele reale nu respecta legea pV = RT. Toate

gazele reale se abat mai mult sau mai putin, de la legea citata. Aceste abateri sunt greu de cuprins intr-o ecuatie si, din aceasta cauza, s-au determinat o serie de coeficienti, pe cale experimentala, care corecteaza, cand este cazul, formulele simplificate de calcu1 care se vor stabili ulterior.

In figura 4 este reprezentata diagrama procesului real din compresor.

care caracterizeaza gradul de utilizare al volumului de lucru.

Presupunand ca, curba CH este politropa cu exponentul n₀, pentru punctele initiale si finale ale destinderii, vom avea:

Din expresia (4) obtinem:

si astfel:

Din expresia (7) obtinem:

in care:

este gradul de compresie.

Din figura 3 rezulta ca:

si deci, coeficientul volumetric va fi:

sau:

In acest fel, volumul de aer aspirat de piston la o singura cursa, va fi:

Datorita faptului ca gazul aspirat de compresor se incalzeste la trecerea prin canalele calde ale supapei de aspiratie, cat si datorita insuficienti etansarii cilindrului, volumul fluidului aspirat va fi mai mic decat volumul rezultat din (12).

Aceste influente sunt luate in consideratie prin coeficientul termic si coeficientul de ermetizare .

Volumul real de aer aspirat de compresor la o cursa, va fi:

Pentru compresoarele moderne avem:

=0,700,90 (coeficientul volumetric);

=0,900.98 (coeficientul termic);

=0,950,98 (coeficientul de ermetizare).

Volumul de lucru al cilindrului se determina cunoscand cursa si diametrul pistonului, adica:

Debitul

Presiunea de refulare si debitul sunt principalele caracteristici tehnico-functionale ale unui compresor cu piston. Presiunea de refulare se ia egala cu presiunea maxima de refulare la care compresorul poate functiona in bune conditii. Presiunea maxima de refulare poate fi indicata pentru functionarea continua sau pentru functionarea intermitenta.

Debitul compresorului este cantitatea de fluid refulata de compresor in unitatea de timp. Debitul se indica de obicei prin volumul fluidului refulat in unitatea de timp, considerat ca avand temperatura si presiunea de la aspiratie.

Coeficientul de debit, care este o caracteristica tehnica importanta a compresoarelor cu piston (indica gradul de perfectiune a procesului de lucru din compresor), reprezinta raportul dintre debitul de fluid real al compresorului si debitul de fluid posibil in mod teoretic.

Coeficientul de debit se mai numeste si gradul de utilizare a compresorului. El are expresia:

in care: V₁ este volumul de aer livrat, refulat la fiecare ciclu de catre compresor, redus la presiunea si temperatura de la aspiratie; V_s este volumul cursei sau cilindreea.

Coeficientul de debit se mai poate pune sub forma:

in care: este coeficientul de pierderi prin neetanseitati (coeficientul de ermetizare) iar este coeficientul de umplere (coeficient volumetric).

Coeficientul de ermetizare este definit de expresia:

in care: V_a este volumul de fluid aspirat intr-un ciclu, la presiunea si temperatura de aspiratie.

Coeficientul reprezinta fractiunea din cantitatea de fluid aspirat care se pierde prin neetanseitatile supapelor, segmentilor, garniturilor, etc. Aceste pierderi cresc cu numarul de cilindri si cu numarul de etaje de comprimare.

Coeficientul de umplere, este definit de expresia (5).

in care: este coeficientul termic iar coeficientu1 de aspiratie.

Coeficientul termic este definit de relatia:

Cele doua volume de gaz fiind la aceeasi presiune, se poate scrie egalitatea:

in care: T_a este temperatura absoluta a gazului la aspiratie iar este temperatura absoluta a gazului in cilindru, la presiunea .

Coeficientul de aspiratie este definit de raportul:

Din diagrama indicata (fig. 5) se observa ca procesul de comprimare incepe la o presiune mai mica decat presiunea de aspiratie, datorita pierderii de presiune din supapa de aspiratie . La sfarsitu1 procesului de refulare, presiunea in cilindru este mai mare decat in conducta de refulare . Ca urmare a acestor pierderi de presiune, precum si a destinderii gazului din spatiul mort de volum , gazul aspirat ocupa din volumul , (cilindreea), la presiunea , doar volumul ,:

in care: reprezinta cantitatile cu care se micsoreaza cilindreea ca efect al spatului mort, al pierderilor de presiune prin supapa de refulare si, respectiv, al pierderilor prin supapa de aspiratie.

Pentru a se pune in evidenta influenta fiecaruia din acesti factori asupra coeficientului de aspiratie, se imparte relatia (22) la , si obtinem:

Valorile marimilor se pot obtine prin masuratori directe si, deci, se poate stabili influenta lor asupra coeficientului de debit.

Se observa ca valoarea coeficientului de debit este determinata, in cea mai mare masura, de valoarea coeficientului de aspiratie.

Debitul teoretic, in m³ /min, al unui compresor este:

in care: i este numarul de cilindrii, D diametrul cilindrului, S cursa pistonului iar n turatia.

Debitul real de aer este mai mic decat cel teoretic:

sau tinand seama de relatia (13), putem scrie:

deci:

. Schimbul de energie

La un sistem termodinamic obisnuit, are loc o interactiune cu mediul inconjurator, care se manifesta printr-un schimb de energie. Schimbul de energie intre sistemul considerat si mediul inconjurator poate avea loc in doua moduri:

cu variatia parametrilor externi, numit lucru mecanic;

fara variatia parametrilor externi, numit schimb de caldura.

Puterea consumata in procesul teoretic de comprimare

In procesul de comprimare a sistemului format de fluidul inchis in spatiul de comprimare

Marimea acestui lucru mecanic determina puterea consumata intr-un asemenea proces. Expresia puterii teoretice are forma:

in care: l este lucrul mecanic specific prestat pentru 1 Kgf agent aspirat, Q este debitul volumetric iar V₁ volumul corespunzator punctului 1.

Considerand curba de transformare 1-2 izoterma, adiabata sau politropa (cazul general), expresia puterii consumate devine:

In relatiile (27), marimea l care exprima lucrul mecanic specific schimbate cu mediul ambiant pentru comprimarea 1-2, in Kgf m/kg, reprezinta chiar aria inchisa 1-2-3-4-1. Aceasta arie poate fi inlocuita prin aria dreptunghiului 1-a-b-4-1 (fig. 6); inaltimea acestui dreptunghi este presiunea medie a diagramei procesului teoretic p_t. Folosind aceasta marime, relatiile (27) devin:

Puterea consumata in procesul real de comprimare

Se pot lua in considerare doua cazuri si anume:

a.- compresorul exista in stare de functiune;

b.- compresorul se proiecteaza.

a. Pentru determinarea puterii indicate, se foloseste diagrama indicata, ridicata in regim de functionare nominala.

iar puterea corespunzatoare, reprezentand puterea indicata, este:

In cazul cel mai general, considerandu-se doua fete active ale pistonului sau un numar oarecare de cilindri de comprimare pe acelasi motor (la aceeasi treapta), expresiile puterii devin:

b. Pentru determinarea puterii indicate consumate de compresorul ce trebuie proiectat (calculat), se poate proceda in unul din urmatoarele doua feluri:

utilizand diagrama echivalenta, construita intre limitele de presiune p₁ si p₂ definite prin diagrama teoretica, cu ajutorul curbelor de transformare (in fazele de comprimare si expansiune) politropice avand exponentii n (la comprimare) si n' la expansiune), inchizand o arie egala cu aria diagramei reale. Este o diagrama p-V echivalenta din punct de vedere al schimbului de lucru mecanic, ea construind-se pe baza unor date cunoscute din practica.

utilizand randamentele energetice, randamente ce vor fi definite ulterior

si, ale caror valori se pot adopta pe baza datelor practice existente.

Randamente

Atat valoarea lucrului mecanic prestat cat si valoarea cantitatii de caldura schimbata cu mediul inconjurator in procesul de comprimare, sunt furnizate cantitativ de diagrama indicata. Pentru ca procesul sa aiba loc, este necesar sa functioneze masina compresoare, adica este necesar un moment motor la arborele compresorului. Acest moment motor asigura atat schimbul de energie cerut de proces, cat si acela cerut pentru realizarea ungerii, racirii, pentru invingerea frecarilor in mecanism, in lagare, etc. Puterea aplicata la arborele motor al compresorului este deci mai mare decat puterea corespunzatoare lucrului mecanic consumat pentru comprimare. De asemeni, procesul termodinamic exprimat prin diagrama indicata, in general nu este un proces optim, fazele de comprimare si de expansiune nefiind transformari izoterme. Apare deci clar necesitatea studierii mai multor randamente. Nu trebuie considerate si folosite ca randamente rapoartele dintre diferitele debite exprimate pe baza de pierderi.

Procesul optim de comprimare este un proces izotermic, care are loc intre presiunile p₁ si p₂ (considerandu-se procesul fara pierderi de presiune), fazele de comprimare si de expansiune fiind izoterme; acesta este un proces ideal. Raportul dintre puterea corespunzatoare unui asemenea proces P_iz si puterea indicata P_i este denumit randament izotermic. Acest randament caracterizeaza procesul termodinamic, se noteaza cu si se defineste:

sau, pentru comprimarea in Z trepte, avem:

Notandu-se cu P_a puterea aplicata la arborele motor al compresorului (sau al treptei de comprimare), raportul dintre P_i si P_a se numeste randament mecanic. Acest randament caracterizeaza lucrul mecanic prestat din exterior sistemului pentru a face posibila functionarea masinii adica pentru ungere, racire, frecari in mecanism, in lagare. Notandu-se cu P_m puterea corespunzatoare acestui schimb de lucru mecanic, randamentul mecanic se defineste:

sau, pentru comprimarea in Z trepte, avem:

Se pot ingloba intr-o valoare numerica de randament si pierderile in transmisia arbore motor-arbore compresor; randamentul respectiv este un randament al transmisiei si se defineste:

Pentru calculul compresorului trebuie luat in considerare si randamentul izotermic la arbore care se defineste:

sau, pentru comprimarea in Z trepte, avem:

In definitiile randamentelor specificate, s-a folosit drept proces optim comprimarea izotermica. Daca mediul gazos, care prin comprimare izotermica este adus la starea corespunzatoare punctului critic, sau este depasita aceasta stare, folosirea procesului izotermic ca proces optim in definitia randamentului nu mai are sens, intrucat nu se poate compara procesul de comprimare al unui gaz cu procesul similar dintr-un lichid. Asemenea conditii pot apare in procesele de comprimare folosite la ciclurile frigorifice sau in procesele de comprimare in mai multe trepte ale unor gaze.

In asemenea cazuri se foloseste ca proces comparativ in definitia randamentului la arborele compresorului procesu1 adiabatic. Randamentul respectiv se numeste randament adiabatic la arbore si se defineste: