Ступень поршневого компрессора с жидкостным охлаждением

Изобретение относится к компрессорной технике, а именно к поршневым компрессорам, имеющим ступени как одинарного, так и двойного действия и оснащенным жидкостным охлаждением. На торцевых крышках цилиндра, над поршнем и под поршнем выполнены ребра со стороны полости сжатия, в которых с наружной стороны сформированы каналы для протока охлаждающей жидкости. Тем самым значительно снижается температура стандартной точки нагнетания, понижается температура сжимаемого газа на этапе нагнетания за счет повышения эффективности отведения тепла от него. 1 табл., 5 ил.

 

Изобретение относится к компрессорной технике.

Известны компрессоры статического и динамического сжатия. К компрессорам динамического сжатия относятся осевые и центробежные, а к компрессорам статического (объемного) сжатия - винтовые, мембранные, ротационные и поршневые (Дзитоев М.С., Пеньков М.М. и др. Системы газоснабжения и вакуумная техника: учебник. - СПб.: ВКА им. А.Ф. Можайского, 2010. - 530 с.). Общим недостатком данных компрессоров является малая поверхность теплоотдачи от сжимаемых газов в систему охлаждения (например, цилиндр).

Аналогами предлагаемого устройства могут выступать машины объемного действия с жидкостным охлаждением, основным исполнительным элементом которых является ступень, содержащая цилиндр с примыкающими полостями на всасывании и нагнетании, одну или две полости сжатия, расположенные над или (и) под поршнем и имеющая всасывающие и нагнетательные клапаны. Полость сжатия представляет собой пространство переменного объема ограниченное внутренней стенкой цилиндра, закрытое с одной стороны неподвижной крышкой, а с другой стороны - рабочей поверхностью поршня. Такие ступени могут иметь либо торцевое, либо боковое расположение клапанов относительно цилиндра. Схема ступени поршневого компрессора, имеющей торцевое расположение клапанов, представлена на фиг. 1. Здесь позициями обозначено: 1 - цилиндр, 2 - поршень, 3 - полость сжатия, 4 - всасывающий клапан, 5 - полость всасывания, 6 - торцевая крышка, 7 - полость нагнетания, 8 - нагнетательный клапан. Также на фиг. 1 обозначены геометрические параметры работы ступени: V_ц - полный объем цилиндра, V_h - рабочий объем цилиндра, V_м - мертвый объем цилиндра.

Также ступень поршневого компрессора может иметь боковое расположение клапанов. Схема и состав такой ступени представлены на фиг. 2.

На фиг. 2 позициями обозначено: 1 - цилиндр, 2 - поршень, 3 - полость сжатия, 4 - полость всасывания, 5 - всасывающий клапан, 6 - торцевая крышка, 7 - нагнетательный клапан, 8 - полость нагнетания. Для обеспечения протока газа крышка 6 в местах ее перекрытия с клапанами 5 и 7 выполняется усеченной. При сжатии в такой ступени газ значительно нагревается. Тепло от газа отвести через постоянно и значительно уменьшающуюся в процессе сжатия поверхность теплообмена не представляется возможным. В этом случае система охлаждения компрессора отводит тепло только от составных частей машины, но не от ее рабочего тела. А это, в свою очередь, приводит к тому, что процесс сжатия газа является в значительной степени неизотермическим. Чем выше неизотермичность процесса сжатия, тем больше механической работы надо подвести для его совершения.

В качестве прототипа можно рассмотреть «Поршневой компрессор» представленный в изобретении, у которого торцевая крышка ступени выполнена с ребрами расположенными со стороны полости сжатия (Патент РФ 2003105782/06, 28.02.2003. Поршневой компрессор // Патент России №2244161 от 10.01.2005 / Юша В.Л., Новиков Д.Г.)

Поверхность, образованная ребрами с внутренней стороны крышки цилиндр, приводит к увеличению площади теплообмена и интенсификации отвода тепла непосредственно от сжимаемого газа через саму крышку. Недостатком прототипа является малая эффективность отведения тепла от сжимаемого газа, в результате чего процесс сжатия также остается далеким от изотермического.

Процесс сжатия, протекающий в ступени поршневого компрессора, является политропным. Уравнение процесса имеет вид:

где р - давление газа в полости сжатия;

ν - удельный объем газа;

n - показатель политропы.

Наглядно это можно отобразить на теоретической диаграмме «давление - удельный объем» (p-ν) представленной на фиг. 3

Идеализированный процесс сжатия газа в ступени поршневого компрессора - изотермический (1-2), показатель политропы в этом случае равен единице n=1. В неохлаждаемой ступени поршневого компрессора процесс сжатия газа адиабатный (1-2''), показатель политропы в этом случае равен показателю адиабаты - n=k. Реализовать строго изотермический или адиабатный процесс в реальной ступени поршневого компрессора невозможно. С учетом внешней и внутренней необратимости (основной причиной которых является трение и теплообмен) показатель политропы в ступенях компрессоров может изменяться в широких пределах (n=1,05-1,67).

Реальный процесс сжатия газа (1-2', фиг. 3, 4) для ступени поршневого компрессора с охлаждением (n<k) сопровождается повышением температуры (фиг. 4).

В ступени к сжимаемому газу подводится энергия в виде работы, а отводится от него только часть энергии в виде тепла через стенки полости сжатия. Подводимая к газу работа может быть определена соотношением

или графически в p-ν-координатах - площадью под кривой процесса. В случае изотермического сжатия эта работа эквивалентна заштрихованной площадке показанной на фиг. 3 - 1-2-3-4. В частности, из рисунка, представленного на фиг. 3 следует, что чем меньше n, тем меньше работа, затрачиваемая на сжатие газа. Таким образом, охлаждение газа при его сжатии в течение цикла способствует уменьшению расхода механической энергии.

Для оценки термодинамического совершенства ступеней поршневых компрессоров с охлаждением используют изотермический КПД, величина которого определяется следующим соотношением:

где - удельная работа изотермического сжатия;

- удельная работа действительного процесса сжатия.

Если пренебречь силами трения в ступени и другими факторами, влияющими на необратимость процесса сжатия, то удельная работа действительного процесса сжатия запишется как:

где С_р - удельная изобарная теплоемкость сжимаемого газа;

Т_СТН - температура стандартной точки нагнетания газа;

T_СТВ - температура стандартной точки всасывания газа.

Стандартные точки всасывания и нагнетания - это точки, расположенные в серединах срезов всасывающего и нагнетательного патрубков за и перед клапаном соответственно.

Значение температуры стандартной точки нагнетания является одним из показателей технического совершенства ступени поршневого компрессора.

Из уравнения (4) следует, что при понижении температуры стандартной точки нагнетания газа T_СТН работа также будет понижаться. Следовательно, по формуле (3), изотермический КПД будет увеличиваться.

Для снижения температуры T_СТН необходимо отводить тепло образуемое при сжатии газа. Это тепло можно отводить только через стенки полости сжатия. Причем, чем больше количество тепла передано стенкам полости сжатия, тем эффективнее осуществляется теплоотвод от сжимаемого газа, а, следовательно, тем более процесс сжатия стремиться к изотермическому. Графически это можно представить с помощью отображения процесса сжатия на диаграмме, построенной в координатах T-s (температура-энтропия), представленной на фиг. 4. Количество тепловой энергии, образующиеся при изотермическом процессе сжатия газа эквивалентно площадке a-2-1-b. В случае адиабатного процесса сжатия (неохлаждаемая ступень) количество тепла эквивалентно площадке а-2-2''-b. Для политропного процесса - площадке а-2-2'-b. Становится ясно, что чем ближе площадка а-2-2'-b к a-2-1-b, тем выше изотермический КПД.

Интенсивность отведения тепла определяется тепловым потоком Q, формируемым передачей тепла от сжимаемого газа в окружающую среду. Так как площадь внутренней поверхности цилиндра резко уменьшается в процессе сжатия за счет движения поршня к верхней мертвой точке, то основным путем передачи тепла наружу ступени является торцевая крышка цилиндра.

В этом случае для определения теплового потока можно воспользоваться известной в термодинамике формулой для передачи тепла через плоскую стенку, омываемую с двух сторон подвижными средами (Хорошавин А.В., Сырцов Л.А. и др. Термодинамика и теплопередача: учебник. - СПб.: ВКА им. А.Ф. Можайского, 2012. - 448 с.):

где F - площадь поверхности теплообмена;

α₁ - коэффициент теплоотдачи от сжимаемого газа к крышке цилиндра;

α₂ - коэффициент теплоотдачи от крышки цилиндра в окружающую среду;

Т_ОС - температура окружающей среды с внешней стороны торцевой крышки цилиндра.

δ - толщина торцевой крышки цилиндра.

λ - коэффициент теплопроводности материала торцевой крышки цилиндра.

Преобразовав формулу (5) можно выразить температуру стандартной точки нагнетания газа T_СТН:

Из формулы (6) видно, что в основном на значение температуры стандартной точки нагнетания влияют три фактора.

Первый фактор - это площадь поверхности теплообмена (то есть площадь поверхности торцевой крышки цилиндра). Чем она больше, тем ниже температура стандартной точки нагнетания газа.

Второй фактор - это значение коэффициента теплоотдачи от сжимаемого газа к крышке цилиндра α_1. Оно зависит от рода сжимаемого газа, от характера движения газа внутри полости сжатия и т.д. Повлиять на значение этого коэффициента из вне полости сжатия не представляется возможным.

Третий фактор - это значение коэффициента теплоотдачи от крышки цилиндра в окружающую среду α₂. С увеличением значения этого коэффициента также понижается значение T_СТН

В прототипе понижение стандартной точки нагнетания осуществляется за счет увеличения площади поверхности теплообмена посредствам ребер, расположенных с внутренней стороны торцевой крышки цилиндра. Однако, отвод тепла от крышки цилиндра остается таким же как в классический ступени поршневого компрессора представленной на фиг. 2. Это делает работу представленного в прототипе технического решения недостаточно эффективной.

Для улучшения охлаждения сжимаемого газа и соответственно снижения температуры стандартной точки нагнетания необходимо улучшить процесс отвода тепла от наружной стенки торцевых крышек цилиндра.

Задачей изобретения является понижение температуры стандартной точки нагнетания T_СТН за счет повышения эффективности отведения тепла от сжимаемого газа. С этой целью на торцевых крышках цилиндра выполнены ребра с внутренней стороны, имеющие полости протока охлаждающей жидкости для организации вынужденного конвективного отвода тепла от наружной поверхности торцевой крышки цилиндра в окружающую среду.

В прототипе тепло от наружной стенки крышки цилиндра в окружающую среду отводится при помощи естественного конвективного теплообмена. Интенсивность передачи тепла конвекцией как раз и характеризуется коэффициентом теплоотдачи α₂.

Дня увеличения коэффициента α₂ и естественно интенсификации конвективной передачи тепла предлагается с наружной стороны ребер торцевой крышки цилиндра выполнить продольные каналы, так как показано на фиг. 5 позиция 10 (разрез Б-Б) и производить проток охлаждающей жидкости через них. В этом случае увеличивается площадь наружной поверхности торцевой крышки цилиндра, что уже само по себе приводит к интенсификации процесса теплообмена, а также переводит конвективный теплообмен поверхности крышки с охлаждающей жидкостью в вынужденный режим и естественно увеличивает значение коэффициента теплоотдачи α₂.

Суть изобретения поясняется рисунком - фиг. 5.

На фиг. 5 позициями обозначено: 1 - цилиндр, 2 - поршень, 3 - полость сжатия, 4 - полость всасывания, 5 - всасывающий клапан, 6 - торцевая крышка цилиндра с ребрами, 7 - полость нагнетания, 8 - нагнетательный клапан, 9 - ребра торцевой крышки, 10 - каналы для протока охлаждающей жидкости, 11 - межреберные каналы для протока нагнетаемого газа. Стрелками показан проток газа при заполнении полости сжатия и при нагнетании. Как видно из рисунка, усечения, которые были выполнены на торцевой крышке 6 в случае ее стандартного исполнения (фиг. 2) утратили необходимость, так как газ, при заполнении полости сжатия и при нагнетании, протекает через пространство, образованное ребрами торцевой крышки.

Для минимизации газодинамических потерь, суммарная площадь проходного сечения межреберных каналов 11 перпендикулярного к потоку газа должна быть больше или равна площади проходных сечений всасывающего 5 и нагнетательного 8 клапанов.

Как показывают расчеты, проведенные при помощи программы КОМДЕТ-М (Маковеева А.С., Прилуцкий А.И., Прилуцкий А.А., Климов П.Ю. Практическое использование программы КОМДЕТ-М для оптимизации конструкции поршневых компрессоров // научный журнал НИУ ИТМО. Серия «Холодильная техника и кондиционирование» - 2014. №3. - С. 50-60) для снижения мертвого объема в межреберном пространстве торцевых крышек ширина межреберных каналов 11 должна быть меньше либо равной толщине ребер 9.

Для снижения температуры теплообменной поверхности оребренных торцевых крышек внутри ребер 11 выполнены каналы для организации протока охлаждающей жидкости 10.

Рассмотрим работу предлагаемой ступени поршневого компрессора (фиг. 5). При движении поршня 2 вниз газ, через полость всасывания 4 и впускной клапан 5, попадает через пространство 11, образованное ребрами 9 торцевой крышки 6, в полость сжатия 3. По достижении поршнем нижней мертвой точки, полость сжатия 3 полностью заполняется газом, и всасывающий клапан 5 закрывается. По мере движения поршня вверх происходит сжатие газа. Как уже было сказано выше, этот процесс характеризуется большим выделением тепла, и значительным уменьшением площади теплообмена через поверхность цилиндра. Однако, в предлагаемой ступени, она составляет только часть от общей поверхности теплообмена с учетом поверхности ребер 9 торцевой крышки 6. Далее через ребра 9 осуществляется процесс передачи тепла от сжимаемого газа к охлаждающей жидкости, которая протекает по внутри реберным каналам 10 торцевой крышки 6.

При достижении необходимого давления сжатия открывается выпускной клапан 8, сжатый газ освобождает полость 3 и, проходя через межреберные каналы 11 торцевой крышки 6, попадает в полость нагнетания 7. При этом сброс тепла от сжимаемого газа интенсифицируется.

Положительный эффект предлагаемого устройства можно определить путем сравнения температуры стандартной точки нагнетания предлагаемой ступени поршневого компрессора с жидкостным охлаждением и ступени прототипа.

Для проведения соответствующих расчетов использована программа КОМДЕТ-М, основанная на математическом моделировании рабочих процессов в компрессорных и расширительных машинах объемного действия (Маковеева А.С., Прилуцкий А.И., Прилуцкий А.А., Климов П.Ю. Практическое использование программы КОМДЕТ-М для оптимизации конструкции поршневых компрессоров // научный журнал НИУ ИТМО. Серия «Холодильная техника и кондиционирование» - 2014. №3. - С. 50-60.)

Данная программа прошла всестороннюю апробацию на ряде отечественных предприятий и организаций.

Результаты расчетов сведены в таблицу 1.

При проведении расчетов считалось, что внешние протечки газа через закрытые клапаны и внешние утечки отсутствуют.

Из таблицы видно, что температура стандартной точки нагнетания T_СТН стала ниже.

Ступень поршневого компрессора с жидкостным охлаждением, содержащая цилиндр с размещенными на его боковой поверхности всасывающими и нагнетательными клапанами, примыкающие к нему впускную и выпускную полости конечного объема, одну или две полости сжатия, поршень и торцевые крышки цилиндра с ребрами, выполненными со стороны полостей сжатия, формирующими каналы для протока газа, причем суммарная площадь проходных сечений межреберных каналов торцевых крышек больше или равна площади проходных сечений всасывающего и нагнетательного клапанов, а ширина каналов между ребрами торцевых крышек выполнена меньшей либо равной толщине ребра, отличающаяся тем, что внутри ребер, выполненных на торцевых крышках, образованы каналы для организации протока охлаждающей жидкости.