SVEUČILIŠTE U RIJECI TEHNIČKI FAKULTET
KOMPRESORI
Nositelj kolegija: Suradnik:
Izv. prof. dr. sc. Branimir Pavković, dipl. ing. Aleksandar Božunović, dipl. ing.
SADRŽAJ 1. UVOD 1.1. PODJELA PO NAČINU RADA 1.2. PODJELA PO IZVEDBI KUĆIŠTA 1.3. PODJELA PO DOBAVI 1.4. PODJELA PO RADNIM TLAKOVIMA 1.5. GRANICE PRIMJENE 2. TERMODINAMIČKE OSNOVE KOMPRESIJE 2.1. PROMJENE STANJA I RAD KOMPRESIJE 2.2. VIŠEKRATNA KOMPRESIJA 3. STAPNI KOMPRESORI (KOMPRESORI S OSCILIRAJUĆIM STAPOVIMA) 3.1. STUPANJ DOBAVE KOMPRESORA 3.2. IZMJENA TOPLINE IZMEĐU PLINA I STIJENKE CILINDRA 3. 3. STUPNJEVI DJELOVANJA 3.4. RAZVODNI SUSTAVI KOMPRESORA 3.4.1. SAMORADNI VENTILI 3.4.2. RAZVOD S RASPORIMA 3.5. REGULACIJA DOBAVE STAPNIH KOMPRESORA 3.5.1. POVREMENI PREKID PUNE DOBAVE 3.5.1.1. Povremeno uključivanje i isključivanje 3.5.1.2. Povremeno potpuno zatvaranje usisnog voda 3.5.1.3. Povremeno držanje usisnih ventila sa stalno podignutim pločicama 3.5.2. GRUBA PROMJENA DOBAVE 3.5.2.1. Regulacija dobave promjenom broja okretaja promjenom broja polova elektromotora 3.5.2.2. Regulacija promjenom veličine štetnog prostora 3.5.2.3. Regulacija isključivanjem pojedinih cilindara
ii
3.5.3. KONTINUIRANA REGULACIJA DOBAVE 3.5.3.1. Regulacija dobave promjenom broja okretaja promjenom frekvencije napajanja 3.5.3.2. Regulacija s usisnim ventilom upravljanim izvana 3.5.3.3. Vremenski promjenjiv dodatni štetni prostor 3.6. OSNIVANJE STAPNOG KOMPRESORA 3.7. IZVEDBE STAPNIH KOMPRESORA 3.8. PODMAZIVANJE STAPNIH KOMPRESORA 3.8.1. PRIRODNO PODMAZIVANJE KOMPRESORA 3.8.2. PRISILNO PODMAZIVANJE KOMPRESORA 3.8.3. PODMAZIVANJE CILINDARA I BRTVENIH PRSTENOVA 3.8.4. ULJA ZA KOMPRESORE 3.8.5. KONTROLA I ODRŽAVANJE 4. ROTORNI KOMPRESORI 4.1. KOMPRESORI S JEDNIM ROTOROM 4.1.1. LAMELNI KOMPRESORI 4.1.2. KOMPRESORI S EKSCENTRIČNIM ROTOROM 4.2. KOMPRESORI S DVA ROTORA 4.2.1. PUHALJKE 4.2.1.1. Puhaljke s istim profilima presjeka rotora 4.2.1.2. Puhaljke s različitim profilima presjeka rotora 4.2.2. VIJČANI KOMPRESORI S DVA ROTORA 4.3. VIJČANI KOMPRESORI S JEDNIM ROTOROM 4.4. KOMPRESORI SA SPIRALAMA (SCROLL) 4.5. INDIKATORSKI DIJAGRAM I PROMJENJIVI PROTUTLAK 5. TURBOKOMPRESORI 5.1. OSNOVNE KONSTRUKCIJSKE ZNAČAJKE 5.2. TEORETSKE OSNOVE RADA TURBOKOMPRESORA 5.2.1. BERNOULLIJEVA JEDNADŽBA 5.2.2. JEDNADŽBA KONTINUITETA 5.2.3. IMPULSNI STAVAK
iii
5.2.4. GLAVNE JEDNADŽBE STROJEVA NA STRUJANJE – IDEALNO KOLO 5.2.5. STVARNO KOLO 5.2.6. VIŠEKRATNA KOMPRESIJA 5.3. RADNE KARAKTERISTIKE TURBOKOMPRESORA 5.3.1. RADNE KARAKTERISTIKE RADIJALNIH TURBOKOMPRESORA 5.3.2. RADNE KARAKTERISTIKE AKSIJALNIH TURBOKOMPRESORA 5.3.3. RADNE KARAKTERISTIKE TURBOKOMPRESORA I BRZINA VRTNJE 5.4. REGULACIJA DOBAVE TURBOKOMPRESORA
iv
POPIS LITERATURE F. Bošnjaković: Nauka o toplini I Tehnička knjiga Zagreb, 1970. V. Brlek: Kompresor, Tehnička enciklopedija, Sv. 7, pp. 221-255. M. Andrassy: Stapni kompresori, Fakultet strojarstva i brodogradnje Zagreb, 2004. R. Jankov: Klipni kompresori, Mašinski fakultet Beograd, 1984. R. Planck: Handbuch der Kältetechnik, Bd. 5 - Kaltgasmaschinen und Kaltdampfmaschinen, Springer Verlag, Berlin, 1966. M. I. Frenkel: Kolbenverdichter, VEB Verlag Technik, Berlin, 1969. Althouse, Turnquist, Bracciano: Modern Refrigeration and Air Conditioning, The Goodheart – Willcox Company, Tinley Park, 2000. B. Eckert, E. Schnell: Axial - und Radial - Kompressoren, Springer Verlag, Berlin 1961.
v
KOMPRESORI
1. UVOD Kompresori su radni strojevi ili uređaji koji komprimiraju neki plin ili paru na viši tlak, odnosno plinovima ili parama povisuju energetsku razinu. Primjena komprimiranog zraka i drugih plinova ili para u suvremenoj proizvodnji i životu uopće široko je zastupljena, a ovdje se navode neke najvažnije primjene. Komprimirani zrak se upotrebljava kao prijenosnik energije potrebne za provedbu mehaničkih radnih zadataka, a uz to se često upotrebljavao i njegov sadržaj kisika da bi se omogućile određene kemijske reakcije. Stlačeni zrak upotrebljava se za pogon pneumatskih čekića, bušilica i ostalih alata, pneumatski transport rastresitih materijala, pneumatski transport kapljevina i drugih plinova, miješanje i raspršivanje kapljevina, miješanje i dovođenje kisika biološkim suspenzijama, filtriranje pod tlakom ili vakuumom, pogon visokih peći za proizvodnju sirovog željeza, pogon metalurških peći u proizvodnji čelika i obojenih metala, punjenje kesona i dizanje potonulih brodova, ventilaciju rudničkih prostora i uređaja, pogon plinskih turbina i avionskih mlaznih motora, ukapljivanje zraka po Joule - Thomson-ovom prigušnom efektu. Uz zrak i ostali komprimirani plinovi i pare veoma su važni u modernoj procesnoj i procesno kemijskoj proizvodnji. Povišeni tlak, npr., povećava sposobnost kapljevina da apsorbiraju plinove. Povišeni tlak i temperatura plinova omogućuju i ubrzavaju odvijanje njihovih međusobnih kemijskih reakcija. U tehnici hlađenja komprimiranje para radnih tvari rashladnim kompresorima omogućuje provedbu lijevih kružnih procesa i ostvarivanje hlađenja ispod okolišne temperature, sve do ekstremno niskih temperatura. Lijevi kružni procesi u području temperatura iznad okolišne ogrjevni procesi ili procesi dizalice topline omogućuju da se raspoloživa toplinska energija iz okoline komprimiranjem pare radne tvari procesa diže na višu energetsku razinu, na višu temperaturu, i tako služi za grijanje uz razmjerno vrlo mali utrošak energije. U procesnoj tehnici komprimiranje različitih plinova i para koristi se kod punjenja i transporta komprimiranih plinova u čeličnim bocama i spremnicima, komprimiranja plinova pri transportu plinskim dalekovodima, ukapljivanja i razdvajanja plinskih smjesa, sinteze metanola (CO + 2H2 = CH3OH) pod tlakom npr. od 850 bara uz primjenu katalizatora, sinteza amonijaka (N2 + 6H2 = 2NH3) pod tlakom oko 1000 bara uz primjenu katalizatora, proizvodnja etilena, te klora i vinil-klorida u proizvodnji modernih plastičnih masa, katalitičko hidriranje ugljene prašine i masti pri tlakovima 200 - 700 bara i temperaturama 400 -450 °C, npr. pri proizvodnji sintetičnog benzina, komprimiranje ugljikovodika u naftnoj proizvodnji, krekiranje u rafinaciji nafte, komprimiranje radnih tvari u sustavima rashladnih uređaja, komprimiranje CO2 u prehrambenoj industriji, pivarstvu i proizvodnji gaziranih napitaka, te proizvodnji krutog CO2 (suhog leda) itd. 1.1. PODJELA PO NAČINU RADA Po načinu rada razlikujemo volumetrijske i kompresore građene na strujnom (dinamičkom) principu rada. Volumetrijski se princip rada sastoji u tome da se pomoću konstrukcijskih elemenata ostvari u kompresoru takav prostor koji osigurava smanjenje volumena plina ili pare na putu od ulaza do izlaza iz kompresora. Na volumetrijskom principu rada grade se stapni (kompresori s oscilirajućim stapom) i rotorni (nazivaju se još i kompresori s rotirajućim stapovima, a tu spadaju lamelni, s ekscentričnim rotorom, vijčani i kompresori sa zavojnicom - " scroll").
1
KOMPRESORI
Na strujnom (dinamičkom) principu rada grade se turbokompresori i ejektori. Plin se komprimira na dinamičkom strujnom principu, pri čemu se koristimo silama i pojavama koje se javljaju kod ubrzavanja i usporavanja plinske struje. Prema načinu vođenja plinske struje turbokompresori se izvode kao radijalni i aksijalni. Ejektori - mlazni kompresori također spadaju u kompresore koji rade na strujnom principu rada.
Kompresori Volumetrijski
Strujni (dinamički)
Ejektor
Radijalni
Aksijalni
Stapni
Rotorni Jedan rotor
Dva rotora
Tekućinski prsten Vijčani Lamelni
Vijčani
Labirint Klipnjača Križna glava Membrana Root
Sl. 1.1. Podjela kompresora po načinu rada
1.2. PODJELA PO IZVEDBI KUĆIŠTA Vrlo česta podjela kompresora, posebno onih koji se koriste u tehnici hlađenja je na tzv. otvorene, poluhermetičke i hermetičke izvedbe, ovisno o načinu ugradnje pogonskog motora. Kod otvorenog kompresora pogonski je motor odvojen od kompresora, hlađen zrakom, a kompresor treba imati brtvenicu vratila, kako bi se spriječio izlaz radne tvari iz kompresora. Kod hermetičkih i poluhermetičkih kompresora elektromotor i kompresor ugrađuju se u isto zabrtvljeno kućište, a namotaji elektromotora hlađeni su strujom radne tvari koja ulazi u kompresor. Zbog dobrog hlađenja elektromotori su manji nego li je to slučaj s motorima otvorenih kompresora. Kod poluhermetičkog kompresora kućište je zatvoreno prirubnicom koja se može rastaviti za potrebe servisa, dok je kod hermetičkih kompresora kućište zavareno.
2
KOMPRESORI
Sl. 1.2. Otvorena izvedba rashladnog kompresora
Sl. 1.3. Poluhermetička izvedba rashladnog kompresora
Sl. 1.4. Hermetička izvedba rashladnog kompresora
3
KOMPRESORI
1.3. PODJELA PO DOBAVI Po dobavi se kompresori grubo mogu podijeliti na male (do 10 m3/min), srednje (10 do 100 m3/min) i velike (iznad 100 m3/min). Dobava se, ukoliko to nije drukčije rečeno, odnosi na stanje plina na usisnom priključku. 1.4. PODJELA PO RADNIM TLAKOVIMA U ovisnosti o konačnom tlaku za koji je kompresor građen, mogu se razlikovati: • • • • •
vakuum crpke koje služe za transport plinova i para iz prostora u kojima vlada podtlak puhaljke za konačne tlakove do 3 bar, čija je namjena npr. za ispiranje kod dvotaktnih motora, dobava zraka za visoke peći i sl. niskotlačni kompresori za konačne tlakove koji se kreću u približnim granicama od 3 do 12 bar (pneumatski alati, automatska regulacija, rashladni uređaji i sl.). srednjetlačni kompresori za konačne tlakove koji se kreću u približnim granicama od 10 do 150 bar (kemijska i naftna industrija, pokretanje razni mehanizama i uređaja i sl.). visokotlačni kompresori za konačne tlakove koji se kreću u približnim granicama od 200 do 2500 bar (kemijska industrija - sinteza plinova pod tlakom, punjenje boca sa stlačenim plinovima i sl.).
1.5. GRANICE PRIMJENE Stapni kompresori grade se i primjenjuju onda kada je potrebni kompresijski omjer s obzirom na dobavljenu količinu plina velik, a turbokompresori, onda kada je potrebno dobavljati vrlo velike količine plina uz relativno mali kompresijski omjer. Na Sl. 1.5. prikazane su približne granice područja rada za stapne, lamelne i vijčane kompresore, te radijalne i aksijalne turbokompresore.
Tlak [bar]
Dobava [m3/s]
Sl. 1.5. Dobave i tlakovi kod primjene stapnih, lamelnih, vijčanih i turbokompresora
4
KOMPRESORI
Na ordinati je nanesen postizivi tlak P [bar], a na apscisi dobava kompresora V [m3/s]. Oko granice između područja primjene stapnih kompresora s oscilirajućim stapom i turbokompresora nalaze se područja rada lamelnih i vijčanih kompresora. Prikazana područja rada odnose se na kompresore jednokratne i višekratne kompresije. 2. TERMODINAMIČKE OSNOVE KOMPRESIJE 2.1. PROMJENE STANJA I RAD KOMPRESIJE Proces kompresora može prikazati u p,v-dijagramu kao proces koji se odvija između dva stalna tlaka p1 i p2 . Stalni tlakovi mogu se održati za slučaj beskonačno velikih spremnika. Kod kompresora s oscilirajućim stapom se kretanjem stapa unutar cilindra od GMT ka DMT usisava plin iz prostora u kojem vlada stalni tlak p1 (promjena a-1), zatim se kretanjem stapa od DMT ka GMT plin komprimira (promjena 1-2) i istiskuje (promjena 2-b) u prostor u kojem vlada stalni tlak p2 . U sljedećem okretaju vratila ove se pojave ponavljaju, pa ih se naziva teoretskim ciklusom kompresora. To nije kružni proces u termodinamičkom smislu, već se ovim nazivom želi istaknuti cikličnost pojava. Razmatranja koja su ovdje prikazana na primjeru stapnog kompresora odnose se i na vijčane, lamelne i turbokompresore, samo što se kod njih procesi usisavanja, istiskivanja i kompresije odvijaju istovremeno, dok se kod kompresora s oscilirajućim stapom ti procesi odvijaju u odvojenim vremenskim intervalima.
p b
a
p2
2
1
p1
p1
p2
Sl. 2.1. p,V- dijagram procesa i shematski prikaz cilindra jednostupanjskog stapnog kompresora
5
KOMPRESORI
Ovako predočen proces je idealan proces. Zanemaren je štetni prostor i njegov utjecaj, nije uzeta u obzir tromost ventila i stvarna brzina njihova otvaranja. Kad se usviji politropska promjena stanja, zanemarena je i izmjena topline između plina i stijenke cilindra. Za transport i kompresiju plina potrebno je utrošiti rad, koji u slučaju stapnog kompresora obavlja neka periodički promjenjiva sila F koja djeluje na površinu stapa A savladavajući promjenjivi tlak plina u cilindru p , pa vrijedi
F = Ap Kako je rad produkt sile i puta, tj.
W = Fx , za neki elementarni pomak stapa x = d s vrijedi
d W = F d s = Ap d s Kako je produkt Ad s jednak promjeni volumena cilindra d V za pomak d s , vrijedi
dW = p dV Integracijom se iz gornjeg izraza dobiva W=
V2
∫ p dV
V1
Ovaj je rad u p,V-dijagramu na slici 2.1. prikazan površinom a-1-2-b-a i predstavlja rad procesa između dva stalna tlaka (tehnički rad). Da bi se odredila zakonitost promjene tlaka u cilindru tijekom jednog ciklusa kompresije koristi se jednadžba stanja
pV = MRT ili njezin diferencijalni oblik
p d V + V d p = MR d T + RT d M Također je za određivanje rada tijekom jednog ciklusa potrebno koristiti jednadžbu promjene stanja, koja za politropsku promjenu stanja glasi pV n = konst Kod izotermne promjene stanja vrijedi n = 1 , kod izentropske promjene stanja vrijedi n = κ .
6
KOMPRESORI
Rad usisavanja
Prilikom usisavanja plina u cilindar u skladu s procesom prikazanim na sl. 2.1. mijenjaju se volumen i masa plina u cilindru, dok su tlak i temperatura stalni, tj d T = 0 i d p = 0 .
Diferencijalni oblik jednadžbe stanja je tada p1 d V = RT1 d M
a kada se gornji izraz uvrsti u izraz za rad W =
V2
∫ p dV
dobije se
V1
Wu =
V1
M1
∫ p d V = RT ∫ d M 1
Va
1
Ma
Kod idealnog je kompresora na početku usisavanja masa plina u cilindru M 1 = 0 , a volumen cilindra je također V1 = 0 , pa vrijedi
Wu = RT1M 1 , a kad se uzme u obzir jednadžba stanja pV = MRT , može se gornji izraz pisati u obliku Wu = p1V1 Rad istiskivanja
Za rad istiskivanja vrijedi analogno Wi =
Vb
Mb
V2
M2
∫ p2 d V = RT2 ∫ d M = − RT2 M 2 ,
pa slijedi kao i ranije Wi = − p2V2 Rad kompresije
Diferencijalni oblik jednadžbe politropske promjene stanja glasi npV n−1 d V + V n d p = 0 Dijeljenjem s V n−1 dobiva se
7
KOMPRESORI
np d V = V d p Uvrštenjem u jednadžbu stanja (diferencijalni oblik) uz d M = 0 (jer su ventili zatvoreni i masa plina u cilindru se ne mijenja), dobiva se p d V − np d V = MR d T Sređivanjem slijedi
p d V − np d V = MR d T i dalje p dV =
MR dT 1− n
Kako je za politropsku promjenu stanja najčešće n > 1 (toplina se odvodi od plina) piše se
p dV = −
MR dT n −1
Tada je rad politrope 2
MR Wp = − dT n − 1 ∫1 Integracijom slijedi Wp = −
⎛ ⎞ MR (T2 − T1 ) = − MR T1 ⎜⎜ T2 − 1⎟⎟ n −1 n − 1 ⎝ T1 ⎠
Kako su obično kod kompresora poznati tlakovi p1 na usisu i p2 u tlačnom vodu, uvrštenjem jednadžbe za promjenu temperature kod politropske promjene stanja T2 ⎛ p2 ⎞ =⎜ ⎟ T1 ⎜⎝ p1 ⎟⎠
n −1 n
dobiva se n −1 ⎡ ⎤ p1V1 ⎢⎛ p2 ⎞ n ⎜ ⎟ − 1⎥ Wp = − ⎥ n − 1 ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ ⎢⎣ ⎥⎦
8
KOMPRESORI
Kod kompresije plina ili pare od tlaka p1 (stanje 1) i p2 (stanje 2) promjena stanja može biti: izotermna
(prilikom kompresije radnoj se tvari odvodi toplina tako da je T = konst ). Za izotermu je n = 1 , pa karakteristična jednadžba glasi
pV = MRT = konst a nakon diferenciranja dobiva se diferencijalni oblik (uz R = konst , M = konst , T = konst )
p d V = −Vdp Iz gornjeg izraza i jednadžbe stanja slijedi p d V = − MRT
dp p
pa je rad izotermne kompresije Wiz =
V2
p2
dp p = − MRT ln 2 p p1 p1
∫ pdV = − MRT ∫
V1
izentropska s = konst ; izmijenjena toplina q = 0 ; a omjer temperatura na kraju i prije kompresije dobiva se iz
T2 ⎛ p2 ⎞ =⎜ ⎟ T1 ⎜⎝ p1 ⎟⎠
κ −1 κ
Rad izentropske kompresije je, analogno izrazu za rad politropske kompresije κ −κ ⎡ ⎤ ⎛ ⎞ pV p κ Wis = − 1 1 ⎢⎜⎜ 2 ⎟⎟ − 1⎥ ⎥ n − 1 ⎢⎝ p1 ⎠ ⎢⎣ ⎥⎦
politropska s ≠ konst ; izmijenjena toplina q = cn ΔT može biti veća ili manja od 0; a omjer temperatura
T ⎛p ⎞ na kraju i prije kompresije dobiva se iz 2 = ⎜⎜ 2 ⎟⎟ T1 ⎝ p1 ⎠ rad za politropsku kompresiju je
9
n −1 n
; c n = cv
n −κ . Kao što je ranije rečeno, n −1
KOMPRESORI
n −1 ⎡ ⎤ p1V1 ⎢⎛ p2 ⎞ n ⎜ ⎟ Wp = − − 1⎥ ⎥ n − 1 ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ ⎣⎢ ⎦⎥
Na slici 2.2. prikazane su odgovarajuće promjene stanja u p,v-dijagramu. Očigledno je da je rad za izotermnu kompresiju najmanji, a rad za izentropsku kmpresiju najveći, što je i logično jer se kod izotermne kompresije odvođenjem topline dodatmno smanjuje volumen plina u cilindru, pa je i potreban rad za kompresiju manji. Kod izentropske kompresije nema odvođenja topline, pa je potreban veći rad. p
2iz
2pol 2is
pol 1
p2 is
iz n=1 1
p1
v
Sl. 2.2. Izotermna, izentropska i politropska kompresija s 1
Kako su radovi kompresije i istiskivanja po usvojenoj konvenciji negativnog predznaka (troši se rad) a rad usisavanja pozitivnog, suma radova može se odrediti kao negativna vrijednost površine između krivulje promjene stanja i osi tlaka p2
Wtehn = − ∫ V d p p1
S diferencijalnim oblikom jednadžbe politrope np d V = V d p , slijedi V2
Wtehn = n ∫ p d V = nW p V1
10
KOMPRESORI
Tehnički rad i odvedena toplina pri politropskoj kompresiji
W pol ,tehn
n−1 n−1 ⎡ ⎤ ⎡ ⎤ n ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ n p n p n =− p1V1 ⎢⎜⎜ 2 ⎟⎟ − 1⎥ = − RT1 ⎢⎜⎜ 2 ⎟⎟ − 1⎥ ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ n −1 n −1 ⎢⎣ ⎦⎥ ⎣⎢ ⎦⎥
Q = cn (T2 − T1 ) c n = cv
n −κ n −1
T ≠ konst
Tehnički rad i odvedena toplina pri izentropskoj kompresiji analogno prethodnom izrazu, slijedi
Wis ,tehn
κ −1 κ −1 ⎤ ⎤ ⎡ ⎡ κ κ ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ p p κ ⎥ ⎢ ⎢ 2 2 p V ⎜ ⎟ −1 = RT ⎜ ⎟ − 1⎥ = ⎥ ⎥ κ − 1 1 ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ κ − 1 1 1 ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ ⎥⎦ ⎥⎦ ⎢⎣ ⎢⎣
κ
Q=0 T ≠ konst
Tehnički rad i odvedena toplina pri izotermnoj kompresiji Za izotermu je n = 1 ⎛p ⎞ ⎛p ⎞ Wiz ,tehn = Wiz = p1V1 ln⎜⎜ 2 ⎟⎟ = RT1 ln⎜⎜ 2 ⎟⎟ ⎝ p1 ⎠ ⎝ p1 ⎠
Q = Wiz ; T = konst Često se u literaturi negativni predznak ispred gornjih izraza izostavlja, podrazumijevajući da se za kompresiju uvijek troši rad.
Proces kompresije u T,s-dijagramu Izotermna kompresija 1-2iz Rad po 1 kg radne tvari (idealni plin) je l = T (s 2 − s1 ) .
11
KOMPRESORI
Rad je predočen površinom a-1-2iz-b-a na slici 2.3. p2
T
p1
1
2iz
l
b
a
s
Sl. 2.3. Izotermna kompresija u T,s-dijagramu
Izentropska kompresija 1-2is Rad po 1 kg radne tvari je l = h2is − h1 Rad je predočen površinom a-1-2is-2iz-b-a na slici 2.4. p2
T 2is
p1
2iz
1 l
b
a
s
Sl. 2.4. Izentropska kompresija u T,s- dijagramu
12
KOMPRESORI
Politropska kompresija 1-2pol Kod politropske kompresije vrijedi 1 < n < κ . Što je odvođenje topline pri kompresiji veće, linija promjene stanja pri kompresiji biti će položitija, a temperatura na kraju kompresije niža. Rad po 1 kg radne tvari je l = h2 pol − h1 . Rad je predočen površinom a-1-2pol-2iz-b-a p2
T 2is 2pol 1
p1
1
l
s
a
b
Sl. 2.5. Politropska kompresija s 1
Politropska kompresija 1-2pol Kad se prilikom kompresije još i dovodi toplina, vrijedi n > κ . Rad za politropsku kompresiju biti će veći nego za izentropsku, a temperatura na kraju kompresije viša. Rad po 1 kg radne tvari je l = h2 pol − h1 . Rad je predočen površinom a-1-2pol-2is -2iz-b-a na slici 2.6. 2pol p2
T 2is
n>κ p1
2iz
1
l
a
b
s
Sl. 2.6. Politropska kompresija s n>κ u T,s-dijagramu
13
KOMPRESORI
Politropska kompresija 1-2 U stvarnom kompresoru odvija se izmjena topline sa stijenkom cilindra koja je u početku više temperature pa se plinu dovodi toplina ( n > κ ) a na kraju kompresije niže temperature od plina, pa se plinu odvodi toplina ( 1 < n < κ ). Rad po 1 kg radne tvari je l = h2 − h1 . Rad je predočen površinom a-1-2-2iz-b-a na slici 2.7. p2
T 2
p1
2iz
1
l
a
b
s
Sl. 2.7. Politropska kompresija s promjenjivim n u T,s-dijagramu
14
KOMPRESORI
2.2. VIŠEKRATNA KOMPRESIJA Porastom kompresijskog omjera x = p2 / p1 , raste pri izentropskoj i politropskoj kompresiji konačna temperatura komprimiranog plina T2 . Ukoliko ova temperatura prekorači dozvoljenu temperaturu (ograničenje temperature je zbog opasnosti od promjene svojstava ulja za podmazivanje), treba primijeniti višekratnu kompresiju. Višestupanjski kompresori imaju hladnjak pare ili plina nakon svakog stupnja kompresije. Kod višekratne je kompresije konačna temperatura T2 znatno niža nego je to kod jednostepene. Višekratna kompresija daje uštedu na radu, i što kompresor ima više stupnjeva, to je približenje izotermnoj kompresiji veće (pod uvjetom da se plin ili para ohlade na početnu temperaturu iza svakog stupnja). Povećanje kompresijskog omjera utječe na smanjenje stupnja dobave (utjecaj na λ1 i λ3 ). Kod višestupanjskih je kompresora stupanj dobave λ viši nego kod jednostupanjskih koji bi radili između istih tlakova.
spremnik p3, T1 hladnjak iza drugog stupnja - nije uvijek potreban II
p3, T2 p2, T1
hladnjak p2, T2 I p1, T1
Sl. 2.8. Dvostupanjska (dvokratna) kompresija Plin se u hladnjaku iza prvog stupnja ohladi na temperaturu T1 . Hlađenje na T1 iza drugog stupnja ne utječe na proces kompresije, pa nije ni potrebno osim kod posebnih zahtjeva na stanje plina na ulazu u spremnik. Za kompresiju plina od p1 do p3 primijenjena je dvostepena kompresija. Za odabir tlakova u pojedinim stupnjevima postavlja se kriterij maksimalne uštede na radu.
15
KOMPRESORI
Ako je
L = LI + LII , odnosno n −1 n −1 ⎡ ⎤ ⎡ ⎤ n n ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ p p n n 3 ⎢ ⎢ ⎥ 2 L= P1V1 ⎜⎜ ⎟⎟ − 1 + P V ⎜ ⎟ − 1⎥ , ⎥ ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ n − 1 2 2 ⎢⎜⎝ p 2 ⎟⎠ n −1 ⎢⎣ ⎥⎦ ⎢⎣ ⎥⎦ i uz
p1V1 = p2V2 = RT1
dolazi se do izraza za rad n −1 n −1 ⎡ ⎤ ⎛ p 2 ⎞ n ⎛ p3 ⎞ n n ⎢ L= RT1 ⎜⎜ ⎟⎟ + ⎜⎜ ⎟⎟ − 2⎥ ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ n −1 ⎝ p2 ⎠ ⎥⎦ ⎣⎢
Iz gornjeg se izraza vidi da za konstantne p1 i p3 vrijedi L = L( p 2 ) .
Derivacijom ovog izraza po varijabli p2 i izjednačenjem s nulom dolazi se do zaključka da će minimalni rad biti utrošen kad je
p 2 p3 . = p1 p 2 U ovom će slučaju, usvoji li se da se eksponent politrope ne mijenja ( n = konst ), biti i rad u svakom stupnju jednak, a također će i povišenje temperature u svakom stupnju biti jednako.
16
KOMPRESORI
Ušteda na radu kod višekratne kompresije
p
2
2is,Ist
p3 Δlis
iz p2 is p1
1
V
Sl. 2.9. Dvokratna kompresija u p,V-dijagramu 1-2is,Ist – jednostepena izentropska kompresija 1-2 - dvostepena izentropska kompresija s hlađenjem pare iza prvog stupnja na početnu temperaturu Δlis - ušteda na radu p
2
2is,Ist
p4 Δlis
iz p3 is p2 p1
1 V
Sl. 2.10. Trokratna kompresija u p,V-dijagramu 1-2is,Ist – jednostepena izentropska kompresija 1-2 - trostepena izentropska kompresija s hlađenjem pare iza prvog i drugog stupnja na početnu temperaturu Δlis - ušteda na radu
17
KOMPRESORI
p3
T Δlis
2is,Ist p2
2 p1
2iz,Ist
1
s
Sl. 2.11. Dvokratna izentropska kompresija s hlađenjem pare iza prvog stupnja na početnu temperaturu, prikazana u T,s- dijagramu
p4
2is,Ist
T
p3
Δlis p2 2 p1
2iz,Ist
1
s
Sl. 2.12. Trokratna izentropska kompresija s hlađenjem pare iza prvog i drugog stupnja na početnu temperaturu, prikazana u, T,s- dijagramu
18
KOMPRESORI
p3
T Δlpol
2is,Ist p2
2
p1
2iz,Ist 1
s
Sl. 2.13. Dvokratna politropska kompresija s hlađenjem pare iza prvog stupnja na početnu temperaturu, prikazana u T,s- dijagramu
Ušteda na radu pri dvokratnoj kompresiji (politropskoj) Kompresija je između tlakova p1 i p3 . Potrebno je odrediti uštedu na radu u slučaju da se umjesto jednostepene primijeni dvostepena kompresija. Ako je kompresija između p1 i p3 jednokratna, vrijedi n −1 ⎡ ⎤ n ⎞ ⎛ p n 3 ⎢ L1 = P1V1 ⎜⎜ ⎟⎟ − 1⎥ ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ n −1 ⎢⎣ ⎥⎦
Ako je kompresija između p1 i p3 dvokratna, rad se dobiva kao suma radova kompresije u prvom i u drugom stupnju, pa vrijedi L2 = LI + LII ,
odnosno n −1 n −1 ⎡ ⎤ ⎡ ⎤ ⎛ p3 ⎞ n ⎛ p2 ⎞ n n n ⎢ ⎢ ⎥ ⎟ ⎟ ⎜ ⎜ P2V2 ⎜ ⎟ − 1⎥ P1V1 ⎜ ⎟ − 1 + L2 = ⎢⎝ p 2 ⎠ ⎥ ⎢ ⎥ n −1 n −1 ⎝ p1 ⎠ ⎥⎦ ⎣⎢ ⎦⎥ ⎣⎢
Kako je p1V1 = p 2V2 = RT1 , a omjeri tlakova su odabrani tako da se ostvari maksimalna ušteda na radu
19
KOMPRESORI
p 2 p3 = p1 p 2 dolazi se do izraza za rad n −1 ⎡ ⎤ n ⎞ ⎛ p n ⎢ 2 p1V1 ⎜⎜ ⎟⎟ − 1⎥ L2 = 2 ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ n −1 ⎢⎣ ⎥⎦
Kao što je već rečeno, odabran je tlak p 2 tako da je:
p 2 p3 = p1 p 2 Množenjem gornje jednadžbe s
p 2 p3 = p1 p 2
⋅
p2 dobiva se p1
p2 p1
2
⎛ p2 ⎞ p p p ⎜⎜ ⎟⎟ = 3 2 = 3 i p 2 p1 p1 ⎝ p1 ⎠ 1
p 2 ⎛ p3 ⎞ 2 =⎜ ⎟ p1 ⎜⎝ p1 ⎟⎠ Uvrštenjem gornjeg izraza u izraz za L2 dobiva se 1 n −1 ⎡ ⎤ 2 n ⎞ ⎛ p n 3 ⎢ − 1⎥ P1V1 ⎜⎜ ⎟⎟ L2 = 2 ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ n −1 ⎥⎦ ⎣⎢
Oduzimanjem L2 od L1 dobiva se ušteda na radu n −1 1 n −1 ⎧⎡ ⎤ ⎡ ⎤⎫ n ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ p3 2 n n ⎪⎢ p 3 ⎪ ⎥ ⎢ − 1⎥ ⎬ L1 − L2 = P1V1 ⎨ ⎜⎜ ⎟⎟ − 1 − 2 ⎜⎜ ⎟⎟ ⎢ ⎥ ⎢ ⎥ n −1 ⎝ p1 ⎠ ⎪⎢⎝ p1 ⎠ ⎪ ⎦⎥ ⎣⎢ ⎦⎥ ⎭ ⎩⎣
20
KOMPRESORI
Kod razvoja navedenih izraza uzeto je da je konačni tlak jednog stupnja kompresije jednak početnom tlaku sljedećeg stupnja. To u stvarnosti nije moguće, jer se kod rashladnih uređaja javlja i pad tlaka u ventilima i hladnjacima pare. Ako je p N +1 konačni tlak a p1 početni tlak i N broj stupnjeva kompresije, a omjer kompresije u jednom stupnju
p p 2 p3 p 4 = = = ... = N +1 , p1 p2 p3 pN onda je x=
p N +1 p2 p3 p4 p N +1 = = xN ... p1 p1 p2 p3 pN i odatle je p N +1 . p1
x=N
Npr. za dvokratnu je kompresiju x =
p p2 =2 3 . p1 p1
Pomnožimo li prethodnu jednadžbu s p1 , dobivamo p2 = 2
p3 p12 2 = p3 p1 p1
Zbog pada tlaka tlak na izlazu iz prethodnog stupnja razlikuje se od ulaznog tlaka u slijedeći stupanj. Označimo li s p '2 tlak na izlazu iz prvog stupnja, a s p2 tlak na ulazu u drugi stupanj, pri čemu je p ′2 > p 2 , kompresijski je omjer za prvi stupanj p2 , dok je p1 p x= 2 . p1 x' =
Označimo li s k =
x′ =
p2′ p , i pomnožimo izraz za x ′ s 2 , dobiva se p2 p2
p2′ p2 p2′ p2 = = kx . p1 p2 p2 p1
Ako se uzme da je k u svim stupnjevima isti, tada je
21
KOMPRESORI
x′ = k N
p N +1 . p1
Za srednje kompresijske omjere može se uzeti da je pad tlaka oko 10%, tj. k = 1,1 . Za primjer na slici 3.15. je N = 2 , p1 = 1 bar a p N +1 = p3 = 30 bar. Usvojeno je k = 1,1 . Kompresijski je omjer x =
p p p2 30 = 3 =2 3 =2 = 5,477 . p1 p2 p1 1
x ′ = kx = 1,1 ⋅ 5,477 = 6,02 p2 = xp1 = 5,477 ⋅ 1 = 5,477 bar p2′ = x′p1 = 6,02 ⋅1 = 6,02 bar
p3 = xp2 = 5,477 ⋅ 5,477 = 30 bar p3′ = x ′p2 = 6,027 ⋅ 5,477 = 33 bar
spremnik p3
hladnjak
p’3
II p2 hladnjak p’2 I p1
Sl. 2.14. Dvokratna kompresija s padom tlaka u hladnjacima Minimalni je broj stupnjeva ograničen dozvoljenom temperaturom koja se ne smije prekoračiti. kako je već ranije rečeno, ta se temperatura kreće oko ϑ2 > 135 − 140 oC. Obično kada je x =
p > 8 − 10 , trebamo upotrijebiti dvostepenu kompresiju. p0
22
KOMPRESORI
3. STAPNI KOMPRESORI (KOMPRESORI S OSCILIRAJUĆIM STAPOVIMA)
1 – cilindar 2 – klip (stap) 3 – ojnica 4 – koljenasto vratilo 5 – kućište kompresora 6 – osno koljeno 7 – mazivo ulje 8 – ventilna ploča 9 – poklopac cilindra 10 – samoradni usisni ventil 11 – samoradni tlačni ventil 12 – usisni vod 13 – tlačni vod
Sl. 3.1. Shematski prikaz konstrukcije stapnog kompresora Kompresor s oscilirajućim stapovima spada u širu grupu stapnih kompresora koji rade na volumetrijskom principu rada. Pored ovog kompresora, u stapne kompresore spadaju i kompresori s rotirajućim stapovima. Naziv stapni kompresor koristi se najčešće za kompresor s oscilirajućim stapovima, dok se za kompresore s rotirajućim stapovima uobičajeno koristi naziv rotorni kompresori. U cilindru kružnog poprečnog presjeka 1 oscilatorno se kreće stap (klip) 2, kao dio koljenastog mehanizma koji pored stapa i cilindra čine koljenasto vratilo 4, ojnica 3 s velikom i malom pesnicom, te temeljni i leteći ležajevi, uključujući i ležaj osovinice klipa. Stap prevaljuje stapaj čija je duljina s = 2r dva puta s tijekom jednog okretaja osnog koljena i pritom se zaustavla u gornjoj mrtvoj točki GMT i donjoj mrtvoj točki DMT. Kutna brzina vrtnje osnog koljena ω je konstantna, dok je broj okretaja, odnosno frekvencija vrtnje izražena kao
f =n=
ω 2π
Brzina kretanja stapa mijenja se ovisno o kutu osnog koljena. U GMT (kut osnog koljena 0o) i DMT (kut osnog koljena 180o) njena je vrijednost u = 0 , a najviša je za kut osnog koljena 90o i 270o.
23
KOMPRESORI
Između cilindra 1 i poklopca cilindra 9 smještena je ventilska ploča 8 sa samoradnim usisnim ventilom 10 i tlačnim ventilom 11. Ovi ventili omogućuju da na jednom dijelu puta stapa od GMT do DMT plin ulazi u cilindar iz usisnog voda 12, odmnosno da se na jednom dijelu puta stapa od DMT prema GMT komprimirani plin istiskuje u tlačni vod 13. Djelovanje stapnog kompresora prilagođuje se samo po sebi nametnutim vanjskim uvjetima rada. To znači da je kompresijski omjer x = p 2 / p1 u istom kompresoru promjenjiv i ovisan isključivo o tome kakav je tlak p1 u usisnom vodu ispred usisnog ventila, a kakav p2 iza tlačnog ventila. Kompresijski omjer je dakle veličina koja nije uvjetovana konstrukcijom ili veličinom stapnog kompresora, odnosno brzinom njegove vrtnje n . Konstrukcija stapnih kompresora je složena. Radi uvida u broj dijelova koji ulaze u sklop jednog stapnog kompresora, na slici 3.2 prikazano je kućište jednog otvorenog kompresora s ležajevima, brtvenicama, košuljicama cilindra, poklopcem cilindra, ventilima i drugim dijelovima, a na slici 3.3 prikazan je koljenasti mehanizam s koljenastom osovinom, ojnicom, klipovima i klipnim prstenima.
Sl. 3.2. Kućište i dijelovi otvorenog stapnog šesterocilindričnog kompresora
24
KOMPRESORI
Sl. 3.3. Koljenasti mehanizam šesterocilindričnog stapnog kompresora u W izvedbi 3.1. STUPANJ DOBAVE KOMPRESORA
Dobava kompresora je ona količina plina ili pare koju dobavlja kompresor, i ukoliko nije drukčije spomenuto, ta se količina odnosi na stanje koje vlada na usisnom priključku kompresora. d 2π s z n [m3/s] Teoretska je dobava V&t = Vs zn = 4 d 2π s stapajni volumen, d promjer cilindra, s stapaj, z broj cilindara i n [s-1] gdje je Vs = 4 brzina vrtnje. Stvarna je dobava manja i jednaka je V&e = λ V&t .
25
KOMPRESORI
Stupanj dobave λ =
V&e računa se kao λ = λ1 λ2 λ3 λ4 i manji je od 1. V&t
Utjecaj štetnog prostora – uzima se u obzir kroz λ1 Iz konstrukcijskih razloga i razloga pogonske sigurnosti ne može se izbjeći mali prostor između stapa u GMT i glave cilindra. To je tzv. štetni prostor. On prvenstveno utječe na smanjenje dobave kompresora, dok na rad praktički ne utječe. S c0 označavamo omjer volumena štetnog prostora i stapajnog volumena.
c0 =
V0 As0 s0 = = (često se označava s ε 0 , što smo izbjegli radi oznake faktora hlađenja) VS As s
Za kompresore uobičajene izvedbe c0 = 0,03 − 0,08 . Kod viših tlakova i malog promjera cilindra ne mogu se ventili pogodno smjestiti, pa je c0 = 0,05 − 0,15 (0,2) . Indikatorski dijagram kompresora dan je na slici 3.4.
M2
p
O
p2
p1
M1
V0
Δp1
p1
d
Va
p2
p'1
1'
Vs1
V
Vb
Vs GMT
DMT
Sl. 3.4. Indikatorski dijagram jednostepenog procesa stvarnog kompresora
26
KOMPRESORI
Usisni i tlačni ventil rade automatski i otvaraju se uslijed razlike tlakova. Usisni se ventil otvara kod d, tj nešto malo ispod tlaka p1 . Uslijed toga što još nije do kraja otvoren, tlak i dalje pada do M1. U M1 ventil je potpuno otvoren. U 1' usisni se ventil zatvara. Kompresija teče od 1'. Kad stap prijeđe put koji odgovara volumenu Vb postiže se tlak p1 u cilindru. Tlačni se ventil počinje otvarati u O, a maksimalno je otvoren u M2. Kad stap dođe u GMT, ostaje u cilindru V0 plina i tlačni se ventil zatvara. Kad se tlačni ventil zatvori, na putu stapa od GMT do d nema usisavanja, jer tu ekspandira plin iz štetnog prostora. Usisavanje se ne vrši na cijelom putu stapa s, već na putu s-a. Tlakovi pri usisu i istiskivanju nisu konstantni jer su i brzine strujanja različite zbog promjenjive brzine stapa, a na tlakove utječe i položaj pločice ventila (površina presjeka otvora ventila). Za λ1 vrijedi izraz
Vs − Va Vs Kako je
λ1 =
1
⎛ p ⎞n Va + V0 = V0 ⎜⎜ 2 ⎟⎟ ⎝ p1 ⎠ iz čega slijedi
1 ⎤ ⎡ n ⎛ ⎞ p ⎢ 2 V A = V0 ⎜⎜ ⎟⎟ − 1⎥ . ⎥ ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥⎦ ⎢⎣
Uz λ1 = 1 −
VA dobiva se izraz za λ1 : VS
1 ⎤ ⎡ n ⎛ ⎞ V p ⎢ 2 λ1 = 1 − c0 ⎜⎜ ⎟⎟ − 1⎥ , gdje je c0 = 0 ⎥ ⎢⎝ p1 ⎠ VS ⎥⎦ ⎢⎣
Iz gornjeg se izraza vidi da λ1 ovisi o volumenu Va , koji je ovisan o štetnom prostoru V0 i toku linije ekspanzije iz štetnog prostora. Što je veći Va , dobava je manja. Negativni, štetni utjecaj štetnog prostora biti će to veći što je veći volumen štetnog prostora V0 , što je p kompresijski omjer 2 veći, odnosno eksponent politropske ekspanzije plina iz štetnog p1 prostora n bliže jedinici (politropa bliže izotermi).
27
KOMPRESORI
p p2
p p2
p p2
p'2 n=1 n=κ p1
Va
V0
p1
p1
p2 mali, slijedi
V V0
V V0
Va
Va n=1, slijedi velik Va
V0 velik, slijedi velik Va
V n=κ, slijedi manji Va
Sl. 3.5. Utjecaj konačnog tlaka kompresije, veličine štetnog prostora i eksponenta politrope n na stupanj dobave λ
Utjecaj pada tlaka Δp1 kod usisavanja - λ2
λ2 =
VS1 V S − Va
Pad tlaka na usisnom ventilu je Δp1 = p1 − p1′ . Može se sa zadovoljavajućom točnošću izračunati λ2 kao λ 2 =
Nešto detaljnija razrada prikazuje se u nastavku: Ako se pretpostavi izotermna promjena stanja, pri čemu vrijedi
( p1 − Δp1 )(Vs + Vo ) = p1 (Vs + Vo − Vb ) onda se uvrštenjem u izraz za λ2
28
p1′ p1 − Δp1 Δp = =1− 1 p1 p1 p1
KOMPRESORI
λ2 =
VS1 V S − Va
dobiva λ 2 = 1 −
1 + c0 Δp1 λ1 p1
Ako se pak pretpostavi politropska promjena stanja, 1
Vs (1 + c0 ) − Vb ⎛ p1 − Δp1 ⎞ n1 ⎟⎟ = ⎜⎜ Vs (1 + c0 ) ⎝ p1 ⎠ slijedi
Vb 1 ⎛ Δp ⎞ = ⎜⎜ 1 ⎟⎟ , Vs (1 + c0 ) n1 ⎝ p1 ⎠
pa se dobiva
λ2 = 1 −
1 + c0 Δp1 . n1λ1 p1
Kod c0 = 0,05 − 0,10 , n1 = 1,5 i λ1 = 0,8 − 0,9 λ2 = 1 − (0,9 − 0,8) greška od 10-20% u maloj vrijednosti Δp1 ¸ dobiva se λ 2 = 1 −
Δp1 , pa kad se dozvoli p1
Δp1 p1
Uzimajući u obzir utjecaj štetnog prostora i utjecaj pada tlaka kod usisa dobiva se indicirani stupanj dobave λi VS 1 VS V S 1 = V S − Va − Vb V λi = S 1 ≅ λ1 λ2 VS
λi =
Utjecaj zagrijavanja kod usisa - λ3
Usisani se plin zagrijava od toplog usisnog ventila i stijenki cilindra, što uzrokuje povišenje temperature od T1 na usisnom priključku na T1′ . T1′ je temperatura na kraju usisa, odnosno na početku kompresije. Ovo povišenje temperature uzrokuje smanjenje dobave.
29
KOMPRESORI
λ3 =
T1 T1′
Temperaturu T1′ je teško odrediti računskim putem. Ova temperatura ovisi o načinu hlađenja kompresora, omjeru tlakova (kompresijskom omjeru p 2 / p1 ), broju okretaja, veličini i izvedbi kompresora i ventila. Ovisnost λ3 o kompresijskom omjeru p2 / p1 i eksponentu politrope n prikazana je na n−1
T ⎛p ⎞n sliedećoj slici. Kako je 2 = ⎜⎜ 2 ⎟⎟ , slijedi da veći kompresijski omjer rezultira manjim λ3 , T1 ⎝ p1 ⎠ te da veći eksponent politrope n također rezultira manjim λ3 . λ3
n=1,3
n=1,4
p2 / p1
Sl. 3.6. Utjecaj eksponenta politrope n na stupanj dobave λ3 Za procjenu vrijednosti λ3 kod stapnih kompresora srednje veličine vrijedi empirijski izraz ⎛ p2 ⎞ − 1⎟⎟ ⎝ p1 ⎠
λ3 = 1 − 0,025⎜⎜
Utjecaj propusnosti - λ4
U stvarnom kompresoru postoji mogućnost propuštanja dijela mase plina za vrijeme komprimiranja mimo nedovoljno brtvljenog stapa i stijenke cilindra, kroz eventualno propusne usisne ventile, a također i uslijed protjecanja već komprimirane pare kroz tlačni ventil za vrijeme usisavanja (Vujić). Ovaj se gubitak uzima u obzir stupnjem propusnosti λ4 , koji se prema podacima u literaturi za kompresore u dobrom stanju kreće u granicama p λ 4 = 0,95 − 0,98 . (Vujić) Povećanjem opada vrijednost λ4 , a povećanjem broja okretaja p0 kompresora λ4 raste.
30
KOMPRESORI
Ukupni stupanj dobave λ
Stupanj dobave λ = λ1 λ2 λ3 λ4 kreće se prema podacima u literaturi od 0,7 do 0,85, a ponekad je samo λ = 0,6 . To ovisi o tipu kompresora. Podaci se mogu naći i za λ 2 = 0,93 − 0,97 pri temperaturi isparivanja –30oC, za λ 3 = 0,95 − 0,85 za kompresijske omjere u granicama x = 3 − 5 i za λ 4 = 0,95 − 0,98 . Utjecaj broja okretaja kompresora na λ
Kompresor može raditi s promjenjivim brojem okretaja (npr. zbog regulacije njegove dobave). Ako isti kompresor radi s većim brojem okretaja od nominalnog, kraće vrijeme koje stoji na raspolaganju za dotok plina u cilindar, te veći otpori strujanja kroz ventile imaju za posljedicu smanjenje usisane količine plina, a time i stupnja dobave. Također se pri porastu broja okretaja iznad nominalnog za koji je kompresor projektiran, ventili zbog tromosti kasnije otvaraju i kasnije zatvaraju. Kasnije zatvaranje tlačnog ventila (iza GMT, na putu prema DMT) može uzrokovati povrat plina iz tlačnog kolektora u kome vlada tlak p 2 u cilindar u kome je tlak već niži od p 2 , a time i dodatno smanjenje stupnja dobave. Za svaki kompresor postoji optimalna brzina vrtnje n , za koju se dobiva najveća vrijednost stupnja dobave λ . Na slici su prikazani indikatorski dijagrami dobiveni računalnom simulacijom za kompresor projektiran za nominalnu brzinu vrtnje n1 = 24,17 s-1 pri nominalnoj brzini vrtnje (debela crta) i pri dvostruko većoj brzini vrtnje n2 = 48,33 s-1 .
p
n2
n 2> n1
p2 n1
p1 V
Sl. 3.7. Indikatorski dijagram za različite brzine vrtnje kompresora (n2> n1) Utjecaj višekratne kompresije na stupanj dobave λ
Jedan od razloga za primjenu višekratne kompresije kod većih kompresijskih omjera je i utjecaj štetnog prostora. Ako se izraz za λ1 izjednači s nulom,
31
KOMPRESORI
1 ⎡ ⎤ n ⎢⎛⎜ p2 ⎞⎟ − 1⎥ = 0 ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ ⎥ ⎢⎣ ⎦⎥ vidi se da za neki zadani štetni prostor V0 , odnosno kompresijski omjer postoji određeni kompresijski omjer
V 1− 0 Vs
⎛ p2 ⎞ ⎛ Vs ⎞ ⎜⎜ ⎟⎟ = ⎜⎜1 + ⎟⎟ ⎝ p1 ⎠ ⎝ V0 ⎠
n
iznad kojeg kompresor više ne može dobavljati plin. Što je veći V0 , to je taj kompreesijski omjer manji. Višekratna kompresija utječe na povećanje stupnja dobave λ . p 1. Uslijed manjih kompresijskih omjera 2 manji je Va u odnosu na slučaj jednostepene p1 V − Va kompresije, a time je veći λ1 = s Vs 2. Kod višekratne kompresije, uslijed manjih kompresijskih omjera cilindri su hladniji, pa je i zagrijavanje plina od toplog cilindra manje. Time je λ3 veći. 3.2. IZMJENA TOPLINE IZMEĐU PLINA I STIJENKE CILINDRA
Usisani plin miješa se u cilindru s plinom koji je zaostao u štetnom prostoru i grije se uslijed izmjene topline sa stijenkom cilindra koja je ugrijana za vrijeme kompresije. p
n <κ
I n >κ
II
V
Sl. 3.8. Indikatorski dijagram s prikazom smjera toka topline pri promjenama stanja
32
KOMPRESORI
Pri gibanju stapa od GMT ka DMT dolazi do ekspanzije plina iz štetnog prostora, a nakon otvaranja usisnog ventila do usisa. Na putu od DMT ka GMT dolazi do kompresije, odnosno nakon otvaranja tlačnog ventila do istiskivanja plina. Kompresijom raste temperatura plina. Gibanjem stapa od DMT ka GMT, do točke II je temperatura plina u cilindru niža od temperature stijenke i toplina prelazi od stijenke cilindra na plin. Temperatura stijenke pada uslijed gubitka topline, a temperatura plina raste uslijed dovođenja topline i kao posljedica kompresije. Nakon točke II temperatura plina je viša od temperature cilindra, pa toplina počne prelaziti s plina na stijenku cilindra. Odvođenje topline od plina na stijenku cilindra traje tijekom istiskivanja, te na jednom dijelu puta stapa tijekom ekspanzije plina iz štetnog prostora. U točki I temperature stijenke i plina su jednake. Vidimo da je uslijed ove izmjene topline kod stvarnog kompresora kompresija politropska, s promjenjivim eksponentom politrope n . Od 1 do II kompresija je s n > κ (dovođenje topline), dok je od II nadalje kompresija s n < κ (odvođenje topline). Promjene stanja plina u T,s- dijagramu T
p2 2 3 I f
II p1
e 4'
bc
1
4
a d
s
Sl. 3.9. Promjene stanja plina u T,s- dijagramu za kompresiju i ekspanziju prema sl. 84 Od 1-2 je kompresija usisanog plina od p1 do p 2 . Na početku kompresije, od 1 do II toplina se plinu dovodi. To ima za posljedicu porast entropije. Pri ovoj je promjeni n > κ . Od II do 2 toplina se plinu odvodi. Entropija se smanjuje, n < κ . Zbog kompresije, temperatura plina i dalje raste. Rad potreban za kompresiju 1 kg plina od stanja 1 do stanja 2 predočen je površinom a-1-2-fb-a u T,s- dijagramu. Od 3 do 4 je ekspanzija plina koji je zaostao u štetnom prostoru od p2 do p1 . Na početku ekspanzije temperatura ovog plina je T3 i vrijedi T3 < T2 , jer je tijekom istiskivanja plinu
33
KOMPRESORI
odveden dio topline. Na početku ekspanzije, od 3 do I, toplina se plinu odvodi i entropija se smanjuje. Od I do 4 toplina se plinu dovodi, entropija mu raste, ali temperatura i dalje pada zbog ekspanzije. Rad potreban za ekspanziju 1 kg plina od stanja 3 do stanja 4 predočen je površinom d-4-3-ec-d u T,s- dijagramu. Ekspanzija se može odvijati i od stanja 3 do stanja 4'. To je slučaj za velike štetne prostore i male kompresijske omjere. Ekspanzija od stanja 3 do stanja 4. odnosi se na slučaj malih štetnih prostora i većih kompresijskih omjera. Rad kompresije odnosi se na 1 kg usisanog plina, a rad ekspanzije na 1 kg plina zaostalog u štetnom prostoru. (to znači da se rad kompresora ne može izračunati kao razlika ova dva rada). 3. 3. STUPNJEVI DJELOVANJA
Za vrijeme jednog stvarnog ciklusa izvrši se rad W koji se računa kao W = −∫ p dV . Rad ili snaga koju troši neki stapni kompresor određuje se pomoću indikatorskog dijagrama. Indikatorski dijagam je u suštini p,V- dijagram pa će površina koja na njemu obuhvati lik ciklusa biti u nekom mjerilu stvarni rad stvarnog kompresora kod kojeg su obuhvaćeni svi dosad spomenuti utjecaji, odnosno odgovarati će vrijednosti integrala iz gornjeg izraza. Indikatorski se dijagram može dobiti mjerenjem tlaka i pomaka stapa na kompresoru. Omjer indiciranog rada i stapajnog volumena naziva se specifični indicirani (unutrašnji) rad [J/m3] ili srednji indicirani (unutrašnji) tlak [Pa]. pi =
L 1 =− Vs Vs
⎛V ⎞ ⎟⎟ s ⎠
∫ p d V = − ∫ p d⎜⎜⎝ V
p
pi
V
VS
Sl. 3.10. Indikatorski dijagram i srednji indicirani tlak
34
KOMPRESORI
Srednji indicirani tlak je onaj zamišljeni nepromjenjivi tlak koji bi, kad bi djelovao uzduž cijelog stapaja, trošio jednaki rad koji troši i stvarni kompresor promjera cilindra D i stapaja s. Na slici 3.10 je prikazan indikatorski dijagram površine A i odgovarajuća jednaka površina čija širina u nekom mjerilu odgovara stapajnom volumenu, a visina srednjem indiciranom tlaku p i . Iscrtkane površine na slici su jednake.
d 2π p i s n za Indicirana se snaga (od stapa predana plinu) može računati po izrazu P&i = 4 jedan cilindar kompresora. Indicirani izentropski stupanj djelovanja
η is −i =
P&is P& i
P&is je snaga potrebna za izentropsku kompresiju. η is −i pokazuje koliko je stvarni proces lošiji od idealnog (zbog viška rada za politropsku kompresiju, zbog otpora u usisnim i tlačnim ventilima, zbog zagrijavanja, propusnosti, nedovoljnog hlađenja kod višestupanjskih kompresora). Mehanički stupanj djelovanja
ηm =
P&i P&e
gdje je P&e snaga na pogonskom vratilu kompresora. η m obuhvaća gubitke trenja i ovisi o izvedbi, podmazivanju i održavanju.Kod višestupanjskih kompresora η m je to veći što je niži omjer tlakova u pojedinom stupnju. Dobre izvedbe η m = 0,9 − 0,96 Višestupanjski kompresori η m = 0,88 − 0,93 Mali jednoradni kompresori η m = 0,85 Izentropski stupanj djelovanja
η is =
P&is P& e
P& Slijedi P&e = is , tj. stvarna (efektivna) je snaga veća od teoretske.
η is
35
KOMPRESORI
Izentropski stupanj djelovanja ηis sadrži u sebi i mehanički stupanj djelovanja
η is = η is −i η m =
P&is P&i
P&i P&is = P&e P&e
Izotermni stupanj djelovanja
Na isti način kao i za izentropski, može se provesti usporedba izotermnog idealnog procesa sa stvarnim. P& Indicirani izotermni stupanj djelovanja η iz −i = iz P&i P& Izotermni stupanj djelovanja η iz = iz P& e
P& P&
P&
ηiz = ηiz − i ηm = &iz &i = &iz . Pi Pe Pe 3.4. RAZVODNI SUSTAVI KOMPRESORA 3.4.1. SAMORADNI VENTILI
Samoradni ventili su razvodni organi specifični za većinu stapnih kompresora. Gotovo svi stapni kompresori imaju samoradne ventile na usisnoj i na tlačnoj strani. Iznimku čine jedino rotorni kompresori kod kojih se ili ugrađuje samo tlačni ventil ili nema niti jednog ugrađenog samoradnog ventila. Djeluju kao protupovratni ventili tj. propuštaju plin samo u jednom smjeru. Usisni ventil tako propušta plin iz usisnog voda u cilindar, a tlačni ventil iz cilindra u tlačni vod. Usisni i tlačni ventil čine razvodne organe koji omogućavaju da tijekom puta stapa od GMT do DMT plin kroz usisni vod ulazi u cilindar tj. da se vrši usisavanje, a nakon kompresije, na dijelu puta od DMT do GMT, ventili omogućavaju izlaz plina iz cilindra kroz tlačni vod tj. istiskivanje plina. Tijekom usisavanja plina tlak u cilindru je niži od od tlaka usisnog voda zbog pada tlaka na usisnom ventilu. Tijekom istiskivanja tlak u cilindru je viši od tlaka tlačnog voda, također zbog pada tlaka u tlačnom ventilu. Djelovanje stapnog kompresora prilagođuje se zbog navedenog samo po sebi nametnutim vanjskim uvjetima rada. To znači da je kompresijski omjer x = p2 / p1 u istom kompresoru promjenjiv i ovisan isključivo o tome kakav je tlak p1 u usisnom vodu ispred usisnog ventila, a kakav p 2 iza tlačnog ventila. Kompresijski omjer je dakle veličina koja nije uvjetovana konstrukcijom ili veličinom stapnog kompresora, odnosno brzinom njegove vrtnje n . Samoradni ventili otvaraju se automatski, već kod malih razlika tlakova. Postoje različite izvedbe ovakvih ventila.
36
KOMPRESORI
Izvedba s koncentričnim rasporima
Ova se izvedba sastoji iz: • sjedišta ventila • pločice • opruge • odbojnika (graničnika) 7
6 5
Pločica
3
4 2
Sklop ventila
1 – sjedište ventila 2 – pločica ventila 3 – opruga 4 – prigušna pločica 5 – odbojnik 6 – vijak 7 – krunasta matica 8 – prsten
8 1
Sl. 3.11. Izvedba ventila stapnog kompresora s koncentričnim rasporima • •
• •
Sjedište ventila mora biti izrađeno iz kvalitetnog lijevanog željeza. Opterećeno je udarcima pločice, a kroz otvore na sjedištu ventila struje plinovi velikom brzinom. Kod viših tlakova sjedište se izrađuje i iz čelika. Ventilska pločica je najosjetljiviji dio ne samo ventila već i cijelog kompresora. Može biti izvedena iz jednog komada s odgovarajućim rasporima, ili iz više prstena, čija je prednost da imaju maju masu i lakše se obrađuju. Često su izvedene kao opruge. Pločice moraju imati veliku otpornost na udar i čim je moguće manju masu. Debljina pločice ovisi o veličini ventila i tlaku, a kreće se od 0,8 do 4 mm. Pločice se izrađuju iz legiranih čelika. Na slici je prikazana osnovna izvedba. Kod nekih se izvedbi između pločice i opruge postavlja još pločica namijenjenih prigušenju udara pri nalijeganju na odbojnik. Opruge su potrebne za brzo i sigurno zatvaranje ventila. Ne smiju prouzročiti veliki otpor kod otvaranja. One također kod otvaranja sprečavaju udarac pločice na odbojnik. Rade se iz kvalitetnog čelika za opruge. Odbojnik služi za ograničenje podizaja pločice i za pridržavanje opruga. Često se koristi i za vođenje pločica. Izrađuje se iz lijevanog željeza ili čelika.
37
KOMPRESORI
Izvedba s ravnim rasporima
Samoradni ventili sa ravnim rasporima vrlo su raširena vrsta ventila. Smještaju se u cilindar na isti način kao i ventil s koncentričnim rasporom. Konstrukcijski su nešto jednostavniji i imaju manje dijelova. U sjedištu ventila urezani su ravni raspori koji se zatvaraju pomoću slične ventilne pločice. Pločicu pritišću lisnata ventilna pera koja se oslanjaju na ventilni odbojnik. Podizanje ventilnih pločica određeno je debljinom uloška koji ujedno služi i za vođenje pločice. Svaka pločica vodi se zasebno što iziskuje vrlo preciznu i kvalitetnu obradu dijelova kako ne bi došlo do zaglavljivanja ili loma pločice. Kod nekih vrsta ovog tipa ventila, ventilna pločica i ventilno pero složeni su u jedan element što pojednostavljuje konstrukciju. Presjek C-C
Presjek A-A
Prostorni pogled
Presjek B-B
Sl. 3.12. Izvedba ventila stapnog kompresora s ravnim rasporima Lamelni ventili
Lamelni ventili namijenjeni su uglavnom manjim stapnim kompresorima koji se u hermetičkoj ili poluhermetičkoj izvedbi ugrađuju u manje rashladne uređaje. U ventilnoj ploči nalaze se provrti usisnog i tlačnog ventila koje zatvaraju lamelne pločice tlačnog i usisnog ventila. Pločice su vrlo tanke i elastične te svojim progibom oslobađaju usisne odnosno tlačne otvore pa posebne opruge nisu potrebne. Podizaj tlačne pločice ograničen je stremenom koji je pomoću svornjaka, opruga i osigurača upet za ventilnu ploču. Zatici služe za pozicioniranje pločice usisnog ventila, ali i cijelog ventilskog sklopa s obzirom na cilindar. Ventil se učvršćuje stezanjem između poklopca cilindra i samog cilindra. 2
1
1 – ventilna ploča 2 – lamelna pločica tlačnog ventila 3 – lamelna pločica usisnog ventila
3
Sl. 3.13. Lamelni ventili stapnog kompresora - shematski prikaz
38
KOMPRESORI
brtva glave cilindra
graničnik tlačnog ventila
brtva ventilne ploče
vijak i osigurač tlačnog ventila
tlačni ventil ventilna ploča
sklop ventilne ploče
Sl. 3.14. Izvedba ventilske ploče i tlačnog lamelnog ventila stapnog kompresora Ravnostrujni ventili
Lamelni ventili, kao i oni sa ravnim i koncentričnim rasporima imaju zajedničku značajku da je struja plina prilikom prolaska kroz njih prisiljena naglo skretati. Nakon što je prošla raspore u ventilnoj ploči, struja plina treba zaobići ventilnu pločicu te potom proći i kroz raspore u odbojniku. To predstavlja dva uzastopna skretanja struje za 90°, što utječe na pad tlaka u ventilu i volumetrijske gubitke. tlačni
usisni
Sl. 3.15. Izvedba ravnostrujnog ventila okruglog presjeka Ravnostrujni ventili smanjuju gubitke nastale uzastopnim skretanjem struje plina za 90°. Kanali za prolaz plina usmjereni su gotovo okomito na ventilski sklop, a sama ventilna pločica također prati taj smjer. Ventilne pločice ukliještene su između segmenata ventila i djeluju na sličan način kao u lamelnom ventilu. Odlikuju se nešto manjim gubicima
39
KOMPRESORI
prigušivanja. Kao posljedica veće debljine ventilne ploče pojavljuje se veći štetni prostor, a time i slabiji volumetrijski stupanj djelovanja uzrokovan štetnim prostorom. Etažni ventili
Etažni ventili koriste se kod višestupanjskih kompresora kod kojih u završnim stupnjevima kompresije često dolazi do nedostatka prostora za smještaj ventila. Sadrže po dva ili više usisnih odnosno tlačnih ventila smještenih jedan iznad drugog. Time se na maloj tlocrtnoj površini ostvaruju velike površine presjeka otvora ventila ali se bitno povećava i štetni prostor.
Sl. 3.16. Izvedba etažnog ventila Zahtjevi koji se postavljaju pred ventile su brojni: • • • •
Masa pločice treba biti što manja, tako da sile uslijed ubrzanja kod otvaranja i zatvaranja ventila budu što manje i da udarac pločice na sjedište i odbojnik bude što manji. Presjeci za strujanje trebaju biti što veći, kako bi pad tlaka bio čim manji. Mala ugradbena mjera. Velika pogonska sigurnost i trajnost.
Treba paziti i na izbor maziva, da ne bi došlo do zauljivanja ventila (sljepljivanje). Ventili se mogu smjestiti u glavi cilindra ili u samom cilindru. Ukoliko presjek jednog ventila nije dovoljan, može se uzeti više njih. Usisni i tlačni ventili obično su jednaki, kako bi broj rezervnih dijelova bio manji. Kod tlačnih je ventila vrijeme otvorenosti kraće, jer je i manji volumen plina koji kroz njih mora proteći. Ima izvedbi kod kojih su usisni i tlačni ventili ujedinjeni u jedno kućište radi boljeg iskorištenja prostora. Kod kompresora niskog tlaka je često se usporedno smještaju usisni i tlačni ventil u poklopac cilindra. Kod takvih su kompresora, zbog male gustoće plina, dopuštene veće brzine plina i i veći podizaj pločice. Zbog toga ventili ne smiju premašiti radijus cilindra i ne smiju biti veliki. Time ovakav smještaj ventila omogućava najmanji udio štetnog prostora. Kod visokotlačnih kompresora, u višim stupnjevima komprimiranja, ventile je zbog malog promjera cilindra potrebno smjestiti jedan nasuprot drugome. Takva konstrukcija omogućava mnogo veće udjele štetnog prostora, a samim time i veće volumetrijske gubitke. Usporedni i nasuprotni smještaj ventila olakšavaju nadzor i održavanje ventila jer je vađenje i umetanje ventila moguće bez odvajanja usisnog od tlačnog voda.
40
KOMPRESORI
Korištenjem koncentričnih konstrukcija omogućeno je bolje iskorištenje raspoloživog prostora. Kod ovoga konstrukcijskog tipa prstenasti tlačni ventil obuhvaća usisni ventil dok je cijeli sklop pritisnut vijcima i čahurom na dosjednu plohu u cilindru kompresora. Kod rashladnih kompresora česta je izvedba koncentričnog ventilskog sklopa. Ventilna ploča tlačnog ventila zatvara cilindar pritisnuta samo oprugom i na taj je način osigurano odizanje cijelog ventilskog sklopa u slučaju hidrauličkog udara. Usisni je ventil pomaknut na veći promjer oboda cilindra, čime su dobiveni veći presjeci za prestrujavanje plina u cilindar. Kod dvoradnih strojeva ugradnja ventila u poklopac cilindra na strani križne glave nije moguće i tada se ventili, radi simetrije, ugrađuju bočno u stijenku cilindra. Moguće su izvedbe sa ventilima okomitim na os cilindra i usporednim sa osi cilindra. Obje izvedbe daju nešto veće udjele štetnog prostora od izvedbi sa ventilima u poklopcu cilindra.
Sl. 3.17. Smještaj samoradnih ventila u poklopcu cilindra
41
KOMPRESORI
Sl. 3.18. Smještaj samoradnih ventila u stijenku cilindra
42
KOMPRESORI
Proračun ventila
dm1 dm2
usp
h
b1
hmax
b2
Sl. 3.19. Uz proračun samoradnih ventila s koncentričnim rasporima Tijekom usisa ili istiskivanja treba biti zadovoljena jednadžba kontinuiteta, tj. protok kroz cilindar jednak je protoku kroz sjedište ventila. Aum = Asi usi d 2π - površina stapa 4 um - srednja stapna brzina, koja se izračunava kao A=
um = 2 sn
gdje je s [m] stapaj, a n [s-1] broj okretaja koljenastog vratila. Asi - površina otvora u sjedištu ventila - stvarni prolazni presjek za strujanje u si - srednja brzina plina kroz sjedište ventila
Iz jednadžbe kontinuiteta slijedi Asi =
Au m u si
43
KOMPRESORI
Stvarni prolazni presjek za strujanje plina manji je za površina mostića koji povezuju pojedine segmente raspora jednog prstena od površine Asi' , koja se za primjer prikazan na slici 3.23. izračunava kao: Asi′ = d m1π b1 + d m 2π b2 = π ∑ d m b
Obično je b1 = b2 = b , pa vrijedi Asi′ = π b∑ d m
Dakle, zbog udjela mostića koji povezuju segmente raspora stvarna površina za strujanje računa se kao: Asi =
Asi′
ϕ
- (faktor ϕ > 1 )
U ovisnosti o tlaku i izvedbi ventila ϕ se kreće u granicama od 1,2 do 1,35, što znači da je za 20 do 35% umanjena površina zbog veza prstenastih otvora. Za kružne prstenaste otvore bez učvršćenja Asi′ = Asi , a inače je Asi′ > Asi . Površina raspora Ar za podignutu pločicu je: Ar = [(d m1 − b )π + (d m1 + b )π + (d m 2 − b )π + (d m 2 + b )π ]h = 2π h ∑ d m
pri čemu je b1 = b2 = b Odnos površina x v =
Ar 2π h ∑ d m 2hϕ ϕ= = π b∑ d m Asi b
Odatle slijedi podizaj pločice h=
bx v 2ϕ
x v ovisi o tome da li je kompresor brzohodni ili sporohodni. Orijentacijske vrijednosti su sljedeće: x v = 0,3 za brzohodne kompresore x v = 0,7 za sporohodne kompresore
44
KOMPRESORI
x vbrzohodnog < x vsporohodnog , pa je podizaj kod brzohodnih kompresora manji. 6 5 4 p = 1bar
3
2
h [mm]
5
2
10 50 100 200
1
500
0.8 0,6 100
200
300 400 500
n min-1
1000
2000
Sl. 3.20. Podizaj pločice h u ovisnosti o broju okretaja i tlaku. u sp - brzina strujanja kroz raspore. Brzine u sp ne smiju biti prevelike, kako bi se prigušenje
prilikom usisavanja odnosno istiskivanja zadržalo u zadovoljavajućim granicama. Na sljedećem su dijagramu prikazane maksimalne brzine u sp , u ovisnosti o vrsti plina i tlaku. (pad tlaka je razmjeran kvadratu brzine i gustoći plina, a gustoća je ovisna o tlaku). 120 110 100 90 usp 80 ms-1 70
zrak
60 50
vodik
amonijak
40
30 freon (tlačni v.) 20
freon (usisni v.)
10 0
1
2
4
6
10
20
40 60 100 200 400 600 1000 p bar
Sl 3.21. Maksimalne brzine u sp , u ovisnosti o vrsti plina i tlaku
45
KOMPRESORI
3.4.2. RAZVOD S RASPORIMA
Na tlačnoj je strani ventil, a umjesto usisnih ventila su ugrađeni raspori u cilindru. Ovakav se razvod primjenjuje uglavnom kod kompresora malih rashladnih uređaja, jer su gubici u odnosu na slobodan razvod veći. Ostvaren je uzdužni protok komprimiranog plina kroz cilindar.
p
1
p1
2' 3 2
V DMT
GMT
TV
raspor
Sl. 3.22. Razvod s rasporima Kod kretanja stapa iz GMT prema DMTplin zaostao u štetnom prostoru ekspandira (promjena 1 –2). Tlak u cilindru padne dosta niže od tlaka na usisnom priključku. Dok se raspori ne oslobode, nema usisavanja. Nakon otvaranja raspora napuni se cilindar na tlak p1 (promjena 2 – 2’). Od 2 do 3 stap se kreće ka DMT, a od 3 do 2 stap se kreće od DMT ka GMT, ali usis još uvijek traje. U 2’ raspori se zatvore i kompresija može početi. Potreban je rad veći nego kod razvoda s automatskim ventilima.
46
KOMPRESORI
3.5. REGULACIJA DOBAVE STAPNIH KOMPRESORA
Potrebna dobava kompresora nije uvijek jednaka dobavi za koju je kompresor odabran. Kod rashladnih kompresora je rashladno opterećenje promjenjivo i nije jednako rashladnom učinku za koji je instalacija projektirana. Slično je i kod proizvodnje stlačenog zraka za prijenos energije ili rad uređaja automatske regulacije, ali i u svim ostalim primjenama gdje je potrebno komprimiranje. Zbog toga je potrebna regulacija dobave kompresora. Količina plina koju kompresor dobavlja u nekom vremenu t jednaka je V = V&t = λ Vs nzt
Iz gornje jednadžbe vidi se da dobavu možemo mijenjati promjenom vremena rada kompresora t , promjenom brzine vrtnje n , promjenom broja radni cilindara z ako se radi o kompresoru s više cilindara i promjenom stupnja dobave λ . Razlikujemo: 1. Povremeni prekid pune dobave 2. Grubu regulaciju dobave 3. Kontinuiranu regulaciju dobave Ukupna dobava u vremenu rada kompresora uvijek treba biti jednaka potrošnji, samo se razlikuje vrijeme rada i trenutna dobava kod pojedinih slučajeva regulacije. V&p t = V&1 t1 = V&2 t 2 = V&3 t
V&
V&1
V&p V&3
V&2
t
Sl. 3.23. Regulacija dobave kompresora
47
KOMPRESORI
3.5.1. POVREMENI PREKID PUNE DOBAVE 3.5.1.1. Povremeno uključivanje i isključivanje
Djeluje se na pogonski motor kompresora. Tlak u spremniku plina ili temperatura u hlađenoj prostoriji mijenjati će se tijekom vremena unutar zadanih granica. Učestalost promjena između gornje i donje dozvoljene vrijednosti tlaka ili temperature ovisi o potrošnji plina ili rashladnom učinku i o razlici gornje i donje granice temperature ili tlaka. 3.5.1.2. Povremeno potpuno zatvaranje usisnog voda
Djeluje se na ventil koji zatvara usisni vod, dok kompresor nastavlja raditi u praznom hodu. Kod višestupanjskih je kompresora ovo potrebno napraviti samo na niskotlačnom stupnju. Zbog većeg podtlaka u cilindru može doći do usisavanja ulja. Indikatorski je dijagram prikazan na sljedećoj slici. p
puna dobava
prazni hod V
Sl. 3.24. p,V- dijagram za slučaj regulacije dobave zatvaranjem usisnog voda 3.5.1.3. Povremeno držanje usisnih ventila sa stalno podignutim pločicama
Djeluje se na usisni ventil, tako da se pločica drži podignutom pomoću hvatača ili podizača. Držanje usisnih ventila sa dignutim pločicama potrebno je provesti u svim stupnjevima i na svim cilindrima kompresora ako se želi ostvariti prekid pune dobave. Usisani se plin vraća u usisni vod, a p,V- dijagram izgleda kao na slici. p
puna dobava
podignuta pločica
V
Sl. 3.25. p,V- dijagram za slučaj regulacije dobave podizanjem pločice usisnog ventila
48
KOMPRESORI
Kod prijelaza od praznog hoda na puno opterećenje, hvatač oslobodi pločicu i ventil se počne automatski zatvarati i otvarati. Ovo nije podesno kod velikih kompresora koji imaju puno usisnih ventila. Hvatač ili podizač mogu biti s pneumatskim ili hidrauličkim pogonom. Na slijedećoj slici prikazan je mehanizam jednog uređaja za držanje otvorenog usisnog ventila s hidrauličkim pogonom. Tlak ulja djeluje na stap 10 u hidrauličkom cilindru 8. Stap preko poluge 5 pomiče prsten 4 i s njime spojen prsten 1. Prsten 1 preko podizača 7 podiže pločicu usisnog ventila 6. Ovo se isključivanje može provesti i na pojedinim cilindrima radi ostvarenja grube regulacije dobave.
6 7 1
8 9 10
2 3
11
4 ulje pod tlakom
5
Sl. 3.26. Mehanizam za podizanje pločice usisnog ventila 3.5.2. GRUBA PROMJENA DOBAVE 3.5.2.1. Regulacija dobave promjenom broja okretaja promjenom broja polova elektromotora
Ova je regulacija moguća jer je dobava kompresora prema naprijed spomenutom izrazu proporcionalna broju okretaja n . Ta proporcionalnost nije direktna, jer se sa smanjenjem broja okretaja povećava stupanj dobave λ , odnosno stupanj dobave se smanjuje s povećanjem n . Danas se za pogon kompresora koriste najčešće asinhroni motori. Njihova je f brzina vrtnje određena izrazom n = [s-1], gdje je f frekvencija izmjenične struje, a p broj p pari magnetskih polova. Kad se govori o gruboj promjeni dobave, misli se na mogućnost promjene broja magnetnih polova asinhronog motora prekopčavanjem broja pari polova motora s više pari polova. Time je moguća samo gruba regulacija dobave u skokovima mogućih brzina vrtnje. U novije vrijeme učestalo se koriste regulatori frekvencije napajanja, koji mogu osigurati kontinuiranu promjenu broja okretaja kompresora.
49
KOMPRESORI
3.5.2.2. Regulacija promjenom veličine štetnog prostora
Ovom se regulacijom utječe na stupanj dobave λ . Kod višestupanjskih se kompresora mora sprovesti u svim stupnjevima, kako bi kompresijski omjer u svim stupnjevima ostao isti. Kod grube regulacije dobave otvaranjem ventila štetnom se prostoru dodaje jedan ili više nepromjenjivih prostora ΔV0 . Dodavanjem štetnog prostora pomiče se ordinata u indikatorskom dijagramu lijevo, mijenjajući tako tok linija ekspanzije i kompresije. Na p,Vdijagramu prikazan je slučaj kad su kompresoru dodana dva štetna prostora, ΔV0b i ΔV0 c . Potrebna veličina ukupnog štetnog prostora koja bi osigurala da kompresor bude potpuno rasterećen dobiva se izjednačavanjem izraza za λ1 s nulom, tj. V 1− 0 Vs
1 ⎤ ⎡ n ⎛ ⎞ p ⎢⎜ 2 ⎟ − 1⎥ = 0 ⎥ ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ ⎥⎦ ⎢⎣
Vs
iz čega slijedi V0 =
1
⎛ p2 ⎞ n ⎜⎜ ⎟⎟ − 1 ⎝ p1 ⎠ Danas se zbog složene i skupe izvedbe ova regulacija rijetko koristi, osobito za višecilindrične kompresore. p V0
c
b
V1
a
ΔV0b a
b
c
V2 ΔV0c
c ba
V Vs
a – štetni prostor V0 b– štetni prostor V0 + dodatni štetni prostor ΔV0b c– štetni prostor V0 + dodatni štetni prostor ΔV0b + dodatni štetni prostor ΔV
Sl. 3.27. Regulacija dobave promjenom veličine štetnog prostora
50
KOMPRESORI
3.5.2.3. Regulacija isključivanjem pojedinih cilindara
Ako kompresor ima više paralelno povezanih cilindara, može se dobava smanjiti djelomičnim isključivanjem. Kod višestupanjskih kompresora potrebno je ovu regulaciju provesti u svim stupnjevima. Ako je npr. dvostupanjski kompresor s 3 cilindra u prvom i 1 cilindrom u drugom stupnju, tada regulaciju drugog stupnja treba provesti na drugi način, npr. 2.2. Ako je npr. 8 cilindrični, 6 cilindara u prvom i dva u drugom stupnju, pri smanjenju dobave na pola isključili bi tri cilindra u prvom i jedan u drugom stupnju. 3.5.3. KONTINUIRANA REGULACIJA DOBAVE
Ova je regulacija najbolja, ali je obično najskuplja 3.5.3.1. Regulacija dobave promjenom broja okretaja promjenom frekvencije napajanja
Mijenja se frekvencija napajanja pomoću posebnih regulatora. Treba paziti na osiguranje potrebnog zakretnog momenta elektromotora za pogon kompresora kod različitih brojeva okretaja i na pomazivanje kod nižih brojeva okretaja. 3.5.3.2. Regulacija s usisnim ventilom upravljanim izvana
Usisni se ventil drži otvoren na jednom dijelu puta stapa prilikom kompresije, tako da se jedan dio usisanog plina odmah istiskuje natrag u usisni vod. Ova se regulacija mora kod višestupanjskih kompresora provesti u svim stupnjevima. Ostvaruje se pomoću mehaničkog polužja, upravljanog hidraulički, pneumatski ili elektromagnetski.
p Puno opterećenje - a Smanjena dobava b a do b – istiskivanje plina u usisni vod (ventil otvoren), u b – počinje kompresija Smanjena dobava c - još manja nego za slučaj b a do c istiskivanje plina i tek u c počne kompresija
c
b
a
V Sl. 3.28. p,V- dijagram za slučaj regulacije dobave izvana upravljanim usisnim ventilom
51
KOMPRESORI
3.5.3.3. Vremenski promjenjiv dodatni štetni prostor
Ako se predvidi dodatni štetni prostor koji ima podesivi stap, može se omogućiti kontinuirana promjena veličine dodatnog štetnog prostora. Stap može biti pokretan servomotorom.
V0=f(s) s
Sl. 3.29. Regulacija dobave vremenski promjenjivom kontinuiranom promjenom veličine štetnog prostora Još jedna izvedba regulacije s vremenski promjenjivim dodatnim štetnim prostorom prikazuje se u nastavku. Kod pune dobave ventil b je zatvoren (dodatni je prostor isključen). Sila u opruzi je F = 0 . Proces u dijagramu predočen je površinom 1-2-3-4. Promjene su slijedeće: 1-2 ekspanzija plina iz štetnog prostora; 2-3 usis; 3-4 kompresija; 4-1 istiskivanje. Što je podešena sila u opruzi veća, to će dobava biti manja. Sila u opruzi je u ravnoteži sa silom kojom mali stap d djeluje na oprugu. F = As p z gdje je Ap površina stapa d, a p z tlak u cilindru. Ventil b se zatvara kad je tlak u cilindru veći od p z i otvara kad je tlak u cilindru manji od p z . U točki 6 se otvara ventil b, pa se ekspanzija nastavlja po liniji 6-2'. Kompresija teče od 3 do 5, a u točki 5 se ventil b zatvara, štetni prostor je manji i kompresija teče po strmijoj liniji od 5 do 4'. Novi je proces 1-6-2'-3-5-4'-1. Promjene su slijedeće: 1-6 ventil b je zatvoren; 6-2' ventil b je otvoren; Za vrijeme usisa od 2' do 3 ventil b je otvoren, kao i za vrijeme kompresije od 3 do 5; od 5 do 4' ventil b je zatvoren. Vidi se da je od 3 do 5 linija kompresije položitija nego što bi bila da je ventil b zatvoren. Od 5 do 4' linija kompresije je strmija jer je štetni prostor isključen. Ako je dodatni štetni prostor a dovoljno velik, može se provesti kontinuirana regulacija od 0 do 100% opterećenja. Promjena sile opruge e može se izvršiti ručnim kolom ili pomoću servomotora.
52
KOMPRESORI
a e
4'
1
p2
6
pz
4
x
y
pz1
c
b
d
5 c
d
pz2 p1
3
2'
2
Vmin Vz Vs – Va V0d
V0
Vs
Sl. 3.30. Regulacija dobave s vremenski promjenjivim dodatnim štetnim prostorom
53
KOMPRESORI
3.6. OSNIVANJE STAPNOG KOMPRESORA
Ovdje spadaju određivanje tipa gradnje kompresora, broja stupnjeva, brzine vrtnje, broja i dimenzija cilindara. Tip kompresora određuje se iskustveno i tu postoji niz različitih rješenja, ovisno o namjeni, posebnim zahtjevima i konstrukcijskim rješenjima koje su razvili različiti proizvođači. Brzina vrtnje kreće se u širokim granicama (1,5 do 25 s-1), obično je niža za veće kompresore. Ograničenje brzine vrtnje je zbog potrebe ograničenja inercijalnih sila, ali i zbog ograničenja padova tlaka u ventilima. Na odabir broja stupnjeva kompresora kod zadanog kompresijskog omjera utječe veličina stupnja dobave, potrebna snaga i ograničenje temperature na kraju kompresije, vezano na održanje svojstava ulja za podmazivanje. Dimenzije cilindara jednostupanjskih kompresora
Dobava kompresora izražena je kao: D 2π V& = λ Vs nz = λ snz 4 gdje je n brzina vrtnje, z broj cilindara, s stapaj, D promjer cilindra i λ stupanj dobave.
ξ je omjer stapaja i promjera cilindra, i to je važna karakteristika koja odlikuje različite kompresore. Kod brzohodnih kompresora ξ je manji ( ξ = 0,7 − 0,9 ) nego je to slučaj kod sporohodnih kompresora ( ξ > 1 ). Veći ξ znači i veću brzinu stapa, a time i veću brzinu strujanja kroz ventile. Zato se za plinove i pare veće gustoće (npr. u rashladnoj tehnici) kompresori grade s manjim ξ .
ξ=
s D
Kombinacijom izraza za dobavu V& [m3/s] i ξ dobiva se D =3
4V& πξλnz
čime je moguće odrediti promjer cilindra temeljem iskustveno odabranog omjera ξ , broja cilindara z i odabrane brzine n za zadanu dobavu kompresora V& i stupanj dobave λ koji se određuje za zadani omjer tlakova p2 p1 temeljem ranije prikazanih izraza za izračunavanje λ.
54
KOMPRESORI
3.7. IZVEDBE STAPNIH KOMPRESORA
Prema načinu izvedbe, smještaju i primjeni osnovnih elemenata kompresora (cilindar, stap, ventili, stapni mehanizam i kućište) razlikuju se međusobno tipovi kompresora. Neke od osnovnih izvedbi prikazane su na slici 3.31.
a
b
e
c
f
g
i
l
d
j
m
h
k
n
Sl. 3.31. Izvedbe stapnih kompresora S obzirom na izvedbu, cilindri mogu biti jednoradni i dvoradni. Kod jednoradnih se plin komprimira samo s jedne strane (Sl. 3.31. a), a kod dvoradnih s obje strane stapa (Sl. 3.31. b). Mehanizam kompresora s dvoradnim cilindrima mora se graditi s križnom glavom, obzirom na mogućnost brtvenja stapnog prostora Na Sl. 3.32 prikazan je shematski prikaz (a) i presjek
55
KOMPRESORI
(b) jednog dvoradnog kompresora s križnom glavom. S 1 je označena gornja vodilica stapajice, 2 je prsten za ulje stapajice, 3 je brtvenica cilindra i 4 stap.
Sl. 3.32. Dvoradni kompresor s križnom glavom Cilindri mogu biti izvedeni kao ležeći (Sl. 3.31. a, b) ili stojeći (Sl. 3.31. c, d). Obično se brzohodni kompresori manje i srednje dobave grade s jednoradnim stojećim cilindrima, dok se sporohodni kompresori za velike dobave grade s ležećim dvoradnim cilindrima. Cilindri mogu biti smješteni u obliku slova V i W (Sl. 3.31. e, f). Kod stojećih cilindara ili onih smještenih u obliku V ili W može biti poredano dva ili više jednakih cilindara u redu, pa se tada govori o linijskim izvedbama (Sl. 3.31. g, h i Sl. 3.33).
56
KOMPRESORI
Sl. 3.33. Rashladni jednostupanjski kompresor u linijskoj W izvedbi - poprečni i uzdužni presjek Izvedba kompresora može biti i u obliku slova L, bilo sa jednoradnim ili dvoradnim cilindrima (Sl. 3.33. o, p). To je specijalni slučaj V izvedbe.
57
KOMPRESORI
o
p
Sl. 3.34. L izvedbe stapnih kompresora Izvedbe višestupanjskih kompresora
Izvedbe s više cilindara su pogodne za serijsku gradnju, posebno ako se koriste cilindri istih ddimenzija. Na prikazanom primjeru tri cilindra su paralelno spojena u I stupanj, dok četvrti cilindar služi za drugi stupanj kompresije. I
II
Sl. 3.35. Izvedba višestepenog kompresora s više istih cilindara Moguće je za svaki stupanj upotrijebiti cilindar odgovarajućeg promjera. Time se smanjuje broj cilindara. Ovakva se konstrukcija koristi uglavnom za male kompresore. I
II
Sl. 3.36. Izvedba višestepenog kompresora s cilindrima različitih promjera Cilindri mogu ili moraju biti različitih dimenzija, ako se u njima provodi dvostepena ili višestepena kompresija. Tada također mogu biti smješteni u redu (Sl. 3.31. g, h), ali se češće takvi kompresori izvode kao opozitna (bokser) izvedba (Sl. 3.31. i, j, k) ili kao udvojena izvedba (Sl. 3.31. l, m), odnosno tandem izvedba (Sl. 3.31. n).
58
KOMPRESORI
Sl. 3.37. Primjer izvedbe dvostupanjskog kompresora za zrak u V izvedbi
Sl. 3.38. Primjer izvedbe dvostupanjskog kompresora u L izvedbi
59
KOMPRESORI
Sl. 3.39. Primjer izvedbe dvostupanjskog kompresora u L izvedbi Izvedbe višestupanjskih kompresora sa stepenastim stapovima
Prednosti izvedbi sa stepenastim stapovima su jednostavan pogon i jednostavno izjednačenje sila koje djeluju na stapni mehanizam. Nedostaci su velike mase u gibanju, teško brtvljenje prstenastih prostora. Kod ovakvih kompresora treba voditi računa: • • • • • •
da sile koje djeluju na stap pri kretanju od GMT ka DMT i natrag budu što je moguće više jednake da brtvljenje bude što bolje, da prvi stupanj u kojem se javlja podtlak ne graniči s pogonskim prostorom (sisanje ulja), da demontaža stapa i ostalih dijelova bude što jednostavnija, da kompresijski omjer među stupnjevima bude po mogućnosti jednak, ali pritom treba paziti na izjednačenje stapnih sila, da niskotlačni stupanj bude po mogućnosti izveden kao puni cilindar sa stapnim prstenovima na jednom promjeru,
60
KOMPRESORI
•
da se pri kretanju stapa u jednom smjeru u nižem stupnju provodi kompresija, a u višem usis, kako ne bi došlo do pada tlaka u hladnjaku.
Svi ovi zahtjevi ne mogu biti stovremeno zadovoljeni, pa se za određene svrhe nađe kompromis. Izvedbe dvostupanjskih kompresora sa stepenastim stapovima II I
I
I x II
a
II
b
c
Sl. 3.40. Izvedbe dvostupanjskih kompresora sa stepenastim stapovima Nedostaci izvedbe a su u tome što su sile na stapu udvostručene, jer se istovremeno odvija usis ili kompresija u oba stupnja. Prvi stupanj graniči s karterom, pa je moguća povećana potrošnja mazivog ulja i onečišćenje plina tim uljem. Izvedba b povoljnija je što se tiče sila, prvi stupanj je povoljnije smješten, ali je nepovoljnija za brtvljenje od izvedbe a. Izvedba c je skuplja, jer je potreban mehanizam s križnom glavom. Izvedba c ima prednosti izvedbi a i b, a nema njihove mane. Prostor označen s x nije predviđen za kompresiju. Izvedbe trostupanjskih kompresora sa stepenastim stapovima III
III Ia
I
II
Ib II
Sl. 3.41. Izvedbe trostupanjskih kompresora sa stepenastim stapovima
61
KOMPRESORI
Izvedbe četverostupanjskih kompresora sa stepenastim stapovima
III
II I IV
II
III
IV d2
d3
d4
d1 I
A
Ib
Ia
III
II IV
d3
d1
d2
d4
Sl. 3.42. Izvedbe četverostupanjskih kompresora sa stepenastim stapovima
62
KOMPRESORI
Peterostupanjski kompresor sa stepenastim stapovima
Ia
III
Ib IV
V
II
Sl. 3.43. Izvedba peterostupanjskog kompresora sa stepenastim stapovima Izvedbe višestupanjskih kompresora sa stepenastim stapovima i više cilindara Trostupanjski
A Ib
II
III
Ia
Sl. 3.44. Izvedba trostupanjskog kompresora sa dva stepenasta stapa Četverostupanjski I
III
II
IV
Sl. 3.45. Izvedba četverostupanjskog kompresora sa dva stepenasta stapa
63
KOMPRESORI
Šesterostupanjski
I
I
III
V
IV
II
VI II
Sl. 3.46. Izvedba šesterostupanjskog kompresora sa dva stepenasta stapa
64
KOMPRESORI
3.8. PODMAZIVANJE STAPNIH KOMPRESORA
Pravilno podmazivanje je od najveće važnosti za rad kompresora. Uloga podmazivanja uključuje smanjenje trenja između dijelova u međusobnom kretanju, brtvljenje zazora između stapa i cilindra i odvođenje topline. Od ulja se očekuje da stvara uljni film između dodirnih površina, smanjuje toplinu trenja hlađenjem i odvođenjem topline, smanjuje trošenje dijelova, smanjuje gubitke trenja i potrebnu snagu, smanjuje propuštanje plinova i ostvari brtvljenje zazora između stapa i cilindra, štiti dijelove od korozije, te smanjuje naslage i taloge. Pravilno podmazivanje uključuje odabir kvalitetnog ulja za točno određene uvjete rada, pravilno skladištenje i obradu ulja, te dobavu optimalnih količina ulja u svrhu boljeg stupnja iskoristivosti kompresora. Vezano za ove čimbenike, javljaju se još i zahtjevi za odgovarajućom čistoćom plinova na ulazu i na putu kroz kompresor, te redovnim kontrolama, čišćenjem i održavanjem mehaničkih dijelova kompresora i svih ostalih usko povezanih sustava. Razlikujemo dva temeljna načina podmazivanja kompresora: prirodno i prisilno 3.8.1. PRIRODNO PODMAZIVANJE KOMPRESORA Podmazivanje kompresora prskanjem, odnosno uljnom maglom
Podmazivanje može biti u potpunosti izvedeno metodom prskanja. Ovakav tip podmazivanja kompresora je izveden na način da izdanak - raspršivač na ojnici pri svakom okretaju koljenastog vratila prođe kroz ulje u karteru te ga na taj način rasprši u uljnu maglu koja prodire na sva mjesta u kompresoru gdje je potrebno podmazivanje i brtvljenje.
Slika 3.47. Sustav podmazivanja uljnom maglom dvoradnog kompresora
65
KOMPRESORI
Podmazivanje kompresora s uljnom prstenovima
Kod ovog, također prirodnog načina podmazivanja kompresora mazivo ulje dobavlja pomoću dva uljna prstena ovješena o koljenasto vratilo. Oni su svojim donjim djelom uronjeni u ulje u karteru. Rotacija vratila povlači ih sa sobom te se ulje adhezijskim i viskoznim silama dovodi u žljeb koljenastog vratila, gdje se tada centrifugalnom silom transportira kroz provrt vratila kojim se razvodi do ležajeva. Ulje koje na kraju izlazi iz letećih ležajeva koljenastog vratila raspršuje se uslijed rotacije te na taj način proizvodi uljnu maglu za podmazivanje glavnih ležajeva i cilindara. 3.8.2. PRISILNO PODMAZIVANJE KOMPRESORA
Prisilno podmazivanje kod brzohodnih kompresora najčešće se provodi pomoću zupčaste uljne pumpe gonjene koljenastim vratilom. Ulje koje dolazi iz uljne pumpe preko regulatora tlaka razvodi se provrtima koljenastog vratila do glavnih i letećih ležajeva, a često i kroz ojnicu do ležajeva osovinice stapa. Na slici 3.46. prikazan je shematski kompresor sa prisilnim podmazivanjem.Zupčasta pumpa crpi ulje iz kartera tanka kroz filter. Prolaskom kroz filter ulje se dalje tlači do koljeničaste osovine odakle se izbušenim kanalima dovodi do temeljnih ležajeva a po potrebi kanalima u konjeničastoj osovini i stapajici do letećih ležajeva i ležajeva križne glave. Tlačni sustavi su opremljeni sa usisnim prečistačima, kontrolnim ventilima, te u slučaju većih kompresora i rashladnikom ulja te sigurnosnim ventilima za zaustavljanje kompresora u slučaju pada tlaka. Kućišta su izvedena da odvajaju nečistoće i prašinu od ulja te da sprečavaju propuštanje.
1. Uljna pumpa 1'. Uljna pumpa (shematski prikaz) 2. Ventil za regulaciju visokog tlaka 3. Cjevovod prema regulatoru dobave
4. Razdjelnik regulatora dobave 5. Uljna komora 6. Ventil za regulaciju niskog tlaka 7. Uljna komora brtvenice
Sl. 3.48. Shema sustava tlačnog podmazivanja kompresora
66
KOMPRESORI
3.8.3. PODMAZIVANJE CILINDARA I BRTVENIH PRSTENOVA
Za razliku od podmazivanja ležajeva i kućišta, sustav podmazivanja cilindara i brtvenih prstenova mora što pouzdanije tlačiti ulje na više tlakove u svrhu podmazivanja radnih površina cilindara i ojnica. Količina ulja u svakoj točki mora biti točno onolika koliko je potrebno za pravilno podmazivanje. Količina podmazivanja u svakoj točki je kritična, svaka prekomjerna količina ulja je štetna, i može dovest do razbijanja ventila, stvaranja naslaga na prstenima a može se i akumulirati u cjevovodima. Ovi sistemi moraju opskrbljivati točno određenom količinom ulja svaku točku, sa mogućnošću nadzora i blokadom protoka ulja. 3.8.4. ULJA ZA KOMPRESORE Tipovi ulja za podmazivanje ležajeva
Tipovi ulja koja se koriste za podmazivanje ležajeva i pokretnih dijelova moraju udovoljavati zahtjevima proizvođača opreme, ali općenito se moraju koristiti kvalitetna, nedeterdžentna mineralna ulja. Ta ulja moraju sadržavati inhibitore za hrđu i oksidaciju i aditive protiv pjenjenja. Aditivi protiv pjenjenja ulja su jako bitni kod kompresora koji se podmazuju prskanjem. Ulje se može onečistiti stranom tvari kao i zbog prisutnosti vlage zbog kondenzacije i zbog toga interval zamjene ulja ovisi o radnim uvjetima okoline. Ulje se treba redovito kontrolirati kako bi se utvrdilo optimalno vrijeme zamjene ulja. Redovitom kontrolom ulja se određuje i istrošenost pojedinih komponenti. Sintetska kompresorska ulja
Sintetska ulja su sve više prihvaćena kao kompresorska ulja zbog svoje više temperature samozapaljenja te sposobnosti da onemogući stvaranje karbonskih naslaga na ventilima i klipnim prstenima. Upotreba sintetskih ulja smanjuje količinu dobave ulja za 1/3 u odnosu na mineralna ulja. To znači da će se manje ulja cijediti niz cjevovod, smanjena mogućnost od požara, iako treba voditi računa o tome da nijedno ulje nije u potpunosti otporno na vatru i na eksploziju. Nekoliko vrsta sintetskih ulja koristi se za podmazivanje kompresora: Fosfatni esteri –imaju vatrootporna svojstva i pokazala su se kao dobra ulja za podmazivanje kompresora. Polialkalni glikoli – dostupna su kao topivi u vodi i kao netopivi u vodi. Kad su se koristila pravilnog viskoziteta, pokazala su se jako dobrima ali nisu vatrootporna. Fluorougljici – potpuno vatrootporni, pogodni za podmazivanje zračnih kompresora, ali su skupi. Diesteri i polialfa-olefini – koriste se najčešće kao ulja za kompresore.
Ako se mineralno ulje u sustavu zamjenjuje sa sintetskim uljem, potrebno je detaljno čišćenje cjevovoda, kao i cilindara kompresora i svih komponenti. Sintetsko ulje će uzrokovati
67
KOMPRESORI
otapanje i ispiranje svih naslaga pa može doći do kvara. Zato je potrebno kompresor zaustaviti nakon kraćeg rada sa sintetskim uljem, i ponovo očistiti sustav. 3.8.5. KONTROLA I ODRŽAVANJE
Kompresor i sve njegove komponente moraju se redovito pregladavati u intervalima koji ovise o nekoliko radnih uvjeta. Zamjena istrošenih ili polomljenih dijelova, zamjena brtvi, zamjena ulja u kućištu, čišćenje kućišta, tlačnih lubrikatora i filtera zraka, skidanje naslaga sa ventila, tlačnih cjevovoda, hladnjaka, košuljica – to su sve radovi koje treba redovito obavljati. U slučaju detaljnijeg pregleda, cijeli sustav se mora temeljito testirati a to uključuje sljedeće: Sustav ulja: Čišćenje filtera i punjenje kartera do propisanog nivoa, tlačenje sustava, provjera propuštanja, kontrola tlak a ulja, te rad alarma i sklopki za zaustavljanje u nuždi. Cilindri kompresora: Odspojiti svaki tlačni cjevovod ulja od cilindra, napuniti tank lubrikatora odgovarajućim uljem, pustiti lubrikator u rad, provjeriti protok ulja. Za kompresore koji nemaju lubrikatore pogonjene motorom, može se ručnom pumpom tlačiti svaki tlačni vod. Uklanjanje naslaga: ako se velike količine naslaga nalaze na ventilima i u tlačnim vodovima, ukazuju da se koristi neadekvatno ulje, i zbog toga se više ulja troši, onečišćuju usisani zrak. Zamjena ulja u karteru: period zamjene ulja u kućištu uvelike ovisi o čistoći atmosfere oko kompresora. Ulje se mora ispustiti dok je još toplo, a kućište se mora obrisati krpom prije ulijevanja novog ulja. Kemijska sredstva za čišćenje se obično ne koriste, a nikako se ne smiju koristiti zapaljiva sredstva za čišćenje. Tlačni sustav podmazivanja: održavanje sustava uključuje redovito čišćenje kontrolnihstakala, pumpi i tankova. Kad se koriste kontrolna stakla sa tekućinom, tekućina može postati maglovita ili može biti pomiješana s uljem. U oba slučaja, stakla se moraju očistiti i napuniti čistom tekućinom. Nečistoće kao što su prašina i talog se nakupljaju u tankovima, te se moraju redovito čistiti ali unutar perioda od jedne godine u ovisnosti o čistoći vanjske atmosfere. Posude za čuvanje ulja: samo se čiste bačve smiju koristiti za čuvanje kompresorskih ulja i moraju biti dobro zatvorene kad nisu u upotrebi. Prljave bačve mogu biti izvor onečišćenja ulja. Galvanizirane (sloj cinka) metalne bačve se ne bi smjela koristiti za kompresorska ulja. Cink može reagirati s nekim komponentama ulja, ili sa produktima kisika te stvoriti viskoznu metalnu sapunicu koja dovodi do zgušnjavanja ulja i ubrzava oksidaciju ulja. Čišćenje filtera zraka: intervali čišćenja filtera zraka ovise o lokalnim uvjetima, te o kapacitetu i tipu filtera, količini zraka i količini prašine u zraku.
68
KOMPRESORI
4. ROTORNI KOMPRESORI Rotorni kompresori spadaju u kompresore koji rade na volumetrijskom principu rada, dakle svojim aktivnim potisnim elementima prisiljavaju plin da zauzme manji prostor. Dok se u stapnim kompresorima promjena volumena plina ostvaruje pomakom stapa u cilindru, kod rotornih se kompresora to ostvaruje promjenom relativnog zakretanja stapa u odnosu na cilindar. Može se dakle reći da «stap» rotira s obzirom na os cilindra. Rotorni se kompresori izgrađuju s jednim ili dva rotora. Svim je rotornim kompresorima zajedničko to da sadrže samo rotirajuće pokretne mase, pa se mogu statički i dinamički dobro uravnotežiti. Zbog toga se mogu odabrati visoke brzine vrtnje n = 25 − 500 s-1. Time rotorni kompresori mogu biti malih dimenzija i velikih dobava, uz mogućnost postizanja niskih (puhaljke) i srednjih (lamelni i vijčani kompresori) kompresijskih omjera. 4.1. KOMPRESORI S JEDNIM ROTOROM Ovi kompresori grade se kao lamelni kompresori i kompresori s ekscentričnim rotorom. Rotor ili lamele kod ovih kompresora kližu po unutrašnjem obodu cilindra, pa treba biti osigurano dobro podmazivanje. Zbog toga komprimirani plin sadrži određene količine mazivog ulja. U ovu grupu spadaju i vijčani kompresori s jednim rotorom, o kojima će biti riječi kod vijčanih kompresora. 4.1.1. LAMELNI KOMPRESORI Lamelni kompresori svladavaju kompresijske omjere x = 2,5 − 4 , a uz dvostepenu kompresiju i x = 7 − 8 . Najviše se primjenjuju kao «booster» kompresori u rashladnim uređajima industrijskog tipa, većih rashladnih učinaka, za rad u stupnju niskog tlaka, gdje kompresijski omjeri nisu veliki i gdje nema velikih zahtjeva za regulaciju rashladnog učinka. a
b
β/2
fmax a b
p1
β/2
ϕ
f max
c
ϕk β/2
1
β/2
2 R e r d
p1,T1 f
e
p2,T2
Sl. 4.1. Lamelni kompresor - geometrija
69
fϕ
KOMPRESORI
Sl. 4.2. Lamelni kompresor - primjer konstrukcije Lamelni kompresori imaju valjkasti rotor okruglog presjeka s utorima po obodu u koje su uložene slobodne lamele. Broj lamela se odabire od m = 2 − 6 (manji kompresori), pa do m > 16 (za velike rashladne učinke). Okretanjem rotora centrifugalna sila djeluje na slobodne lamele koje se izvlače iz rotora i svojim slobodnim izvodnicama naliježu na unutrašnju površinu cilindra po kojem kližu. Plin se komprimira promjenom veličine prostora između dvije lamele. Kada lamela 1 (sl. 4.1) prijeđe preko ruba a na cilindru, plin usisnog tlaka p1 i temperature T1 zatvoren je između dvije lamele i cilindra.
Prostor Vmax = f max l
(gdje je l duljina rotora) je geometrijski najveći mogući prostor, pa se on smatra usisanim volumenom. Kada lamela 2 prijeđe preko ruba d na cilindru otvara se spoj s tlačnim vodom, a lamela 1 potiskuje pred sobom komprimirani plin u tlačni vod. U lamelnim je kompresorima kompresijski omjer x = p 2 p1 ovisan o geometrijskim odnosima konstrukcije (ekscentričnosti rotora e , promjerima rotora 2r i cilindra 2 R ) i ne mijenja se bez obzira na uvjete koji vladaju u usisnom i tlačnom vodu kompresora. Kod odstupanja konačnog tlaka p '2 od onog za koji je građen kompresor (za neki početni tlak p1 to je p2 = xp1 ) javljaju se energetski gubici uslijed viška rada kompresije.
70
KOMPRESORI
Usisni i tlačni ventili nisu potrebni, ali se na tlačni priključak treba ugraditi nepovratni ventil, da ne bi došlo povratnog strujanja pare kroz kompresor kada on nije u radu (Sl. 4.2). Površina presjeka komore između dvije lamele, rotora i kućišta može se izračunati iz geometrijskih odnosa konstrukcije i iznosi (uz približenje sin β ≅ β koje vrijedi za dovoljno mali kut β odnosno dovoljno velik broj lamela m ):
f kϕ =
2 Rπ e 1 + cos ϕ − ε sin 2 ϕ m
[
gdje je ε =
]
e . R
Maksimalna površina za ϕ = 0 iznosi
f max =
4 Rπ e . m
Za vrijeme zakretanja rotora za kut ϕ izvrši se u komori između dviju lamela politropsko komprimiranje, pa vrijedi n p1Vmax = pϕ Vϕn = p2V2n ,
ili ⎛V = ⎜ max p1 ⎜⎝ Vϕ
pϕ
n
⎞ ⎛ f max ⎟ =⎜ ⎟ ⎜ f ⎠ ⎝ ϕ
n
⎞ ⎟ . ⎟ ⎠
Uvrštenjem izraza za f max i f kϕ u gornji izraz dobiva se n
⎛ ⎞ 2 ⎟ . = ⎜⎜ 2 p1 ⎝ 1 + cosϕ − ε sin ϕ ⎟⎠
pϕ
Iz ovog se izraza može odrediti položaj brida d za postizavanje odgovarajućeg kompresijskog omjera x . Dobava lamelnih kompresora iznosi V&s = mf max l n [m3/s],
gdje je m broj lamela, l duljina rotora, n brzina vrtnje u [s-1], a f max =
71
4 Rπ e . m
KOMPRESORI
Uvrštenjem izraza za f max u izraz za Vs dobiva se V&s = 4πR el n [m3/s].
Volumetrijski gubici u stvarnom lamelnom kompresoru uzrokovani su prestrujavanjem plina iz tlačnog u usisni prostor kroz radijalnu zračnost između rotora i cilindra na putu e-f-g, zagrijavanjem plina u usisnom prostoru na zagrijanom rotoru i lamelama, prigušivanjem plina pri usisavanju, što nastaje približavanjem lamele 1 bridu a, te općenito propuštanjem plina iz prostora višeg u prostor nižeg tlaka, npr. kroz bočne zračnosti između stapa, lamela i cilindra. Stvarna je dobava V&e = λV&s = λ 4π R e l n [m3/s]. Podaci o stupnju dobave ne mogu se lako izračunati analitički i obično se dobivaju iz rezultata mjerenja. Tako dobivena ovisnost stupnja dobave o veličini stroja i kompresijskom omjeru prikazana je na slijedećoj slici. 1,0 Veliki strojevi
0,8
λ
Mali strojevi
0,6
0,4
0,2
1
2
3
4
5
x
Sl. 4.3. Ovisnost stupnja dobave o veličini lamelnog kompresora i kompresijskom omjeru 4.1.2. KOMPRESORI S EKSCENTRIČNIM ROTOROM
Kompresori s ekscentričnim rotorom postižu manje kompresijske omjere x = 1,5 − 2 . Koriste se u maloj mjeri kao mali kompresori za hladnjake u domaćinstvima (u hermetičkoj varijanti) i rijetko za industrijske rashladne uređaje kao «booster» kompresori. Rotor je uklinjen na osovini ekscentrično za udaljenost e od centralne osi cilindra (koja se e naziva ekscentričnost) i ona je razlika radijusa cilindra i rotora, tj. e = R − r . Odnos ε = je R važna karakteristična veličina kompresora s ekscentričnim rotorom.
72
KOMPRESORI
Kompresor s ekscentričnim rotorom sadrži osim rotora i cilindra i jednu lamelu koja kliže u utoru kućišta (sl. 4.4.a), a svojom je jednom izvodnicom uvijek pritisnuta na obod rotora djelovanjem opruge na suprotnoj izvodnici. Lamela dijeli usisni prostor Vϕ = Fϕ l od kompresijskog prostora Vkϕ = Fkϕ l ( l je duljina rotora). Izvodnica rotora B kliže po obodu cilindra (ili se rotor odvaljuje po obodu cilindra tako da je kretanje izvodnice B koja tada nije uvijek na istom mjestu rotora jednako kao i u slučaju da rotor kliže po obodu cilindra). Izvodnica B tvori drugo mjesto razdvajanja usisnog i tlačnog prostora Vϕ i Vkϕ . Zakretanjem rotora, tj. povećanjem kuta ϕ raste usisni volumen Vϕ , a istodobno smanjenjem kuta 2π − ϕ smanjuje se prostor Vkϕ i u njemu se komprimira plin usisan tijekom prethodnog okretaja. Kada tlak pϕ u prostoru Vkϕ naraste do tlaka p2 koji vlada u tlačnom vodu, otvara se automatski ventil C i plin se daljnjim zakretanjem rotora istiskuje u tlačni vod. b)
a) ϕ
ϕi
ϕ0
C
a A
β r
Fϕ 0
Fϕ
B
B r
e
e R
R
Mogu se izvesti izrazi za Fϕ FikϕFkϕ koji glase:
Fkϕ 0
Sl. 4.4. Kompresor s ekscentričnim rotorom - geometrija Za površine Fϕ i Fkϕ vrijedi Fϕ + Fkϕ = konst , a ovisne su pojedinačno o kutu zakreta rotora
ϕ . Ove se površine izračunavaju korištenjem sljedećih izraza: ⎡1 − ε (ϕ − sin ϕ ) + 1 (2ϕ − sin 2ϕ )⎤⎥ Fϕ = e 2 ⎢ 4 ⎣ ε ⎦ ⎡1 − ε (2π − ϕ + sin ϕ ) + 1 (4π − 2ϕ + sin 2ϕ )⎤⎥ Fkϕ = e 2 ⎢ 4 ⎦ ⎣ ε
73
KOMPRESORI
Slijedi da je omjer x funkcija kuta ϕ i geometrijskog odnosa ε =
e . R
Usisani volumen plina (usisavanje traje tijekom punog okretaja rotora proporcionalan je površini F2π koja se računa kao: F2π =
(
ϕ = 2π )
)
1 2 ⎛2 ⎞ R − r 2 2π = e 2 ⎜ − 1⎟π 2 ⎝ε ⎠
Da bi izvodnica rotora B pokrila rub usisnog kanala a potrebno je da se rotor zakrene još za kut ϕ 0 i time se usisani plin konačno zatvori u kompresijski prostor Vkϕ 0 = Fkϕ 0 l . Na putu rotora od ϕ = 0 do ϕ = ϕ 0 već usisani plin dijelom se vraća u usisni vod, a njegov je volumen Vϕ 0 = Fϕ 0 l , pa je stvarno usisani volumen na početku komprimiranja Vkϕ 0 = V2π − Vϕ 0 , odnosno Fkϕ 0 = F2π − Fϕ 0 .
⎡1 − ε (2π − ϕ 0 + sin ϕ 0 ) + 1 (4π − 2ϕ 0 + sin 2ϕ 0 )⎤⎥ Fkϕ 0 = e 2 ⎢ 4 ⎣ ε ⎦ Kompresijski je omjer
pϕ pϕ 0
n
n
⎛ Vkϕ ⎞ ⎛ Fkϕ ⎞ ⎟ =⎜ ⎟ . = =⎜ p1 ⎜⎝ Vkϕ 0 ⎟⎠ ⎜⎝ Fkϕ 0 ⎟⎠ pϕ
Dobava kompresora s ekscentričnim rotorom računa se uz brzinu vrtnje n kao V&kϕ 0 = Fkϕ 0 l n [m3/s]
Stupanj dobave je po veličini jednak stupnju dobave malih lamelnih kompresora sa slike 4.3. ili nešto manji. V&e = λV&kϕ 0 = λ Fkϕ 0 l n [m3/s].
Primjer izvedbe jednog kompresora s ekscentričnim rotirajućim stapom prikazan je na slici 4.5. Rotor se odvaljuje po obodu cilindra. Kompresor je namijenjen za ugradnju u rashladni uređaj.
74
KOMPRESORI
Ležaj rotora
Ekscentrično postavljeno vratilo Stap
Cilindar Lamela Usis iz isparivača
U kondenzator Poklopac cilindra
Namotaj motora Vijci za pričvršćenje poklopca cilindra
Sl. 4.5. Hermetički kompresor s ekscentričnim rotorom - primjer konstrukcije
Sl. 4.6. Otvoreni kompresor s ekscentričnim rotorom - primjer konstrukcije
75
KOMPRESORI
4.2. KOMPRESORI S DVA ROTORA 4.2.1. PUHALJKE Rotori se prilikom okretanja u načelu ne dodiruju. Zbog toga nije potrebno podmazivanje unutrašnjosti cilindra pa je moguća dobava čistog plina bez ulja. Sinhrono okretanje rotora postiže se spregom zupčanika na njihovim vratilima. Zbog stalno prisutnih malenih raspora između rotora veći su volumetrički gubici (prestrujavanje plina iz prostora višeg tlaka u one nižeg), koji rastu s povećanjem omjera tlakova x . Zbog toga je primjena takvih kompresora – puhaljki ograničena na kompresijske omjere x = 1,5 − 1,7 . Rotori mogu biti s istim ili različitim profilom presjeka.
a
b
Fa
p1,T1
p2,T2
p1,T1
p2,T2
i Fb Sl. 4.7. Puhaljke s istim profilima presjeka rotora
4.2.1.1. Puhaljke s istim profilima presjeka rotora Za puhaljku sa sl. a svaki rotor zahvati volumen plina iz usisnog voda Va = Fa l dva puta za svaki okretaj ( I = 2 ) dok za puhaljku sa slike b svaki rotor zahvati volumen plina iz usisnog voda Vb = Fb l tri puta za svaki okretaj ( I = 3 ) . Teoretska dobava kompresora je:
V& = IFl n [m3/s] Stvarna je dobava
V&e = λIFl n [m3/s] . Na putu od usisnog do tlačnog priključka rotori samo transportiraju plin, a kompresija se događa tek kad se otvori veza s tlačnim priključkom u kojem vlada viši tlak («vanjsko komprimiranje»).
76
KOMPRESORI
4.2.1.2. Puhaljke s različitim profilima presjeka rotora Izvedu li se rotori različitih oblika presjeka promjena volumena se odvija i na putu od usisnog do tlačnog priključka smanjivanjem volumena («unutarnje komprimiranje»), a otvaranjem spoja s tlačnim vodom dolazi i do «vanjskog komprimiranja». Ukupni se proces naziva «miješanom kompresijom». Rotor A naziva se radni, a rotor B razvodnim rotorom.
p1,T1 Fs A
B
FA
p2,T2
Sl. 4.8. Puhaljka s različitim profilima presjeka rotora – faze kompresije Efektivna dobava ovih kompresora je V&e = 2λ (Fa + Fb )l n [m3/s] Izvodnice rotora ovih kompresora su ravne.
l
A
B
Sl. 4.9. Rotori puhaljke s različitim profilima presjeka i ravnim izvodnicama
77
KOMPRESORI
4.2.2. VIJČANI KOMPRESORI S DVA ROTORA Oblikuju li se rotori s različitim profilom presjeka tako da im izvodnice više nisu pravci već spirale (vijci) nastaje vijčani kompresor.
Sl. 4.10. Rotori vijčanog kompresora (2 zuba i 2 žlijeba) Rotori imaju različite (komplementarne) profile presjeka. Dok je na gornjoj slici rotor s 2 zuba i 2 žlijeba, uobičajene su izvedbe s 4 zuba i 6 žlijebova prikazane na slijedećoj slici (postoje i izvedbe s 3 zuba i 4 žlijeba, kao i sa 6 zuba i 8 žlijebova).
Sl. 4.11. Rotori vijčanog kompresora (4 zuba i 6 žlijebova)
78
KOMPRESORI
Za primjer na slikama 4.11. i 4.12. brzine vrtnje rotora A i B moraju se odnositi kao
n2 6 = , n1 4
što se postiže zupčanim prijenosom. Rotori su smješteni u kućište, usisni priključak za plin je na jednoj strani, a tlačni na drugoj strani kućišta gledano duž centralne osi rotora. Kompresija se odvija u međuprostoru između vijaka i kućišta.
A - "muški" rotor - rotor sa zubima - pogonski B - "ženski rotor" - rotor sa žlijebovima, pogonjeni C - kućište
Zasun za regulaciju dobave
Sl. 4.12. Poprečni presjek vijčanog kompresora (4 zuba i 6 žlijebova) - shematski prikaz Pogonjeni rotor -"ženski"
Usisni priključak Brtva vratila Pogonsko vratilo
Regulacija dobave
Pogonski rotor -muški" Tlačni priključak
Sl. 4.13. Pogled na djelomično otvoren vijčani kompresor, otvorena izvedba
79
KOMPRESORI
Ulaz
Ulaz
Izlaz
Ulaz
Izlaz
Ulaz
Izlaz
Ulaz
Izlaz
Izlaz
A
A - punjenje plina u prostor između zuba i utora B - početak kompresije C - kompresija pare zatvorene između vijaka
D - početak istiskivanja E - komprimirani plin istisnut između vijaka
Sl. 4.14. Prikaz rada vijčanog kompresora Vijčani kompresori mogu u jednom stupnju raditi do kompresijskog omjera x = 3 , a uz dvokratno komprimiranje i do x = 9 . Moguće su izvedbe sa zupčanicima na vratilima rotora kod kojih se rotori međusobno ne dodiruju, ali i izvedbe kod kojih se rotori odvaljuju jedan od drugog, pa je potrebno unutrašnje podmazivanje kliznih površina. Kako kod takve izvedbe treba u izdašnim količinama uštrcavati ulje između rotora radi hlađenja stroja i plina, to ulje ispunjava raspore između rotora i kućišta, pa je u jednom stupnju komprimiranja moguće postići kompresijske omjere do x = 8 − 9 . Dobava ovih kompresora kreće se od oko 0,1 do 4 m3/s, a brzina vrtnje od 25 [s-1] pa do 500 [s-1]. Za visoke brzine vrtnje potrebni su zupčani prijenosi. S asinhronim motorom postižu se brzine vrtnje do 50 [s-1] (dvopolni asinhroni motori). Odlike vijčanih kompresora su:
• • • • • •
nemaju ventile i njima uzrokovane volumetričke i energetske gubitke, nema potrebe za podmazivanjem male dimenzije obzirom na postignutu dobavu, rotirajuće simetrične pokretne mase pa je jednostavno uravnoteženje, neprekinuta dobava neovisna o kompresijskom omjeru koji je neovisan o brzini vrtnje i gustoći plina nisu osjetljivi na hidraulički udar kao stapni kompresori.
Nedostaci:
• • • •
Skupa obrada rotora složenog oblika ograničen i nepromjenjiv kompresijski omjer trošenje sinhronizacijskih zupčanika teškoće oko hlađenja stroja bez unutrašnjeg podmazivanja
80
KOMPRESORI
Rashladni vijčani kompresori rade s ubrizgavanjem ulja u radni prostor. Ubrizgavanje se vrši obično kroz otvore u zasunu za regulaciju dobave. Cirkulacija i tlačenje ulja vrši se radom uljne pumpe, koja također tlači ulje u ležajeve i brtvenice kompresora. U tlačni cjevovod radne tvari treba biti ugrađen odvajač ulja.
Slika 4.15. Pogled na djelomično otvoreni poluhermetički vijčani kompresor
Regulacija dobave rashladnih vijčanih kompresora Dobava se može regulirati bezstepeno u širokim granicama od oko 10 pa do 100% pune dobave. Jedan od načina da se to ostvari je pomoću zasuna koji je ugrađen između dva rotora na strani usisnog prostora kućišta. Aksijalnim pomicanjem zasuna otvara se veza između usisnog prostora i kanala koji su zasunom dotad bili zatvoreni. Tako je omogućeno da se dio komprimirane pare vraća natrag u usisni vod, sve dok zahvat rotora ne prijeđe rub zasuna. Pomicanjem zasuna utječe se na konstrukcijski predviđen kompresijski omjer, što ima za posljedicu povećanje energetskih gubitaka pri smanjenoj dobavi. usisni priključak
usisni priključak rotori
tlačni priključak
zasun za regulaciju dobave
tlačni priključak
Slika 4.16. Usisni i tlačni otvori vijčanog kompresora
81
KOMPRESORI
kompresija razvodni rotor
usis
radni rotor
uređaj za pomicanje zasuna
zasun za regulaciju dobave
istiskivanje POLOŽAJ ZASUNA PRI PUNOJ DOBAVI
kompresija usis
kompresija
usis
povrat pare na usis
povrat pare na usis istiskivanje
pomak zasuna
pomak zasuna POLOŽAJ ZASUNA PRI PARCIJALNOJ DOBAVI
istiskivanje
POLOŽAJ ZASUNA PRI MINIMALNOJ DOBAVI
Slika 4.17. Regulacija dobave vijčanog kompresora
82
KOMPRESORI
4.3. VIJČANI KOMPRESORI S JEDNIM ROTOROM Ovaj se kompresor sastoji od jednog cilindričnog glavnog rotora koji radi spregnut s dva zaporna rotora koji su oblika diska. Glavni i zaporni rotori mogu biti konstruirani s različitim oblicima i geometrijom zahvata. Na slici 4.17 prikazan je oblik najčešće upotrebljavan u tehnici hlađenja. glavni rotor brtva na tlačnoj strani
ležaj zaporni rotor
ležaj
Slika 4.18. Kompresor s jednim rotorom Glavni rotor ima zavojne utore a na obodu je cilindričnog oblika. Dva identična zaporna rotora oblika diska sa zubima postavljena su na suprotni stranama glavnog rotora. Koćište glavnog rotora ima dva utora, tako da je omogućen prolaz za zube zapornih rotora. Pogon kompresora je preko vratila glavnog rotora koji pokreće zaporne rotore. Geometrija ovog kompresora je takva da se energija prenosi direktno s glavnog rotora na plin. Osim manjih gubitaka trenja snaga se ne prenosi na zaporne rotore (odatle naziv jednorotorni). Proces kompresije može se promatrati kroz tri odvojene faze (slika 4.18.). zaporni rotor kućište
glavni rotor
tlačni priključak
usisani plin zaporni rotor
usisavanje
kompresija
istiskivanje
Slika 4.19. Faze procesa kompresije u kompresoru s jednim rotorom
83
KOMPRESORI
Usisavanje – tijekom rotacije glavnog rotora utor koji je otvoren prema usisnoj komori postepeno se puni plinom. Zub zapornog rotora u zahvatu s utorom na glavnom rotoru djeluje kao stap pri usisu. Kompresija – Okretanjem glavnog rotora utor zahvaća zub zapornog rotora A (označen zvjezdicom) i istovremeno biva pokriven cilindričnim kućištem glavnog rotora. Plin je zatvoren u prostoru kojeg formiraju tri strane utora na glavnom rotoru, kućište i zub zapornog rotora. Nastavkom rotacije, volumen unutar utora se smanjuje i plin se komprimira. Istiskivanje – na mjestu određenom geometrijskim oblikom kompresora, gdje završava rub utora i počinje tlačni otvor završava se kompresija i plinse istiskuje u tlačni vod, dok se volumen utora smanjuje do minimuma.
4.4. KOMPRESORI SA SPIRALAMA (SCROLL) Izvedba je iz dvije identične spirale umetnute jedna u drugu, jedne stacionarne i druge koja rotira i ekscentrično je postavljena na vratilu u odnosu na stacionarnu i koja rotira.
izlazni otvor rotirajuća zavojnica
stacionarna zavojnica
ležaj zavojnice
izlaz pare
ekscentricitet ulaz pare
ulaz pare pogonsko vratilo
rotirajuća zavojnica
Sl. 4.20. Kompresor sa spiralama - dijelovi Tijekom rotacije odvija se proces usisavanja, kompresije i istiskivanja, a skoro se može zanemariti utjecaj ekspanzije iz štetnog prostora koji je mali. Sva se tri procesa: usis, kompresija i istiskivanje odvijaju istovremeno u jednom okretaju vratila sa spiralom. Konstrukcija kompresora je jednostavna.
84
KOMPRESORI
tlačni priključak usis fiksna zavojnica usis orbitalna zavojnica
Sl. 4.21. Kompresor sa spiralama - presjek s prikazanim položajem zavojnica za različite kutove vratila nepovratni ventil tlačni priključak stacionarna spirala rotirajuća spirala odrivni ležaj ležaj vratila vratilo
motor
usisni priključak
uljna pumpa
kućište
Sl. 4.22. Kompresor sa spiralama - sklop
85
KOMPRESORI
4.5. INDIKATORSKI DIJAGRAM I PROMJENJIVI PROTUTLAK Svim je rotornim kompresorima s unutrašnjim komprimiranjem plina koji nemaju automatski ventil na ulazu u tlačni vod (lamelni, vijčani, scroll) zajednička osobina (koja je već ranije spomenuta) ta da rade s nepromjenjivim kompresijskim omjerom. Kako je već rečeno, tlak p koji vlada u tlačnom priključku i u cjevovodu prema kondenzatoru ovisi o uvjetima hlađenja kondenzatora i njegovom toplinskom opterećenju. Konačni tlak kompresije mijenja se ovisno o početnom tlaku p1 , jer je p2 = xp1 . Tlak p 2 može biti veći, manji ili jednak tlaku p .Za slučaj da je protutlak u tlačnom vodu niži od tlaka p2 , tj. p 2 > pa komprimiranje će se odvijati od p1 do p2 a zatim će uslijediti prigušivanje i istiskivanje pare u tlačni vod u kojem vlada niži tlak pa . Ukoliko je protutlak u tlačnom vodu viši od p2 , tj. p 2 < pb komprimiranje će se odvijati do tlaka p2 za koji je kompresor građen, kada će, otvaranjem izlaznog kanala para višeg tlaka pb iz tlačnog voda ulazeći natrag u kompresijski prostor dovršiti komprimiranje na «vanjski» način od 2b do 4. U oba slučaja javljaju se energetski gubici uslijed viška rada kompresije koji je prikazan površinom 2-2a-3-2 za slučaj p 2 > pa i 2-2b-42 za slučaj p 2 < pb . Višak rada je to veći što je veća razlika konačnog tlaka kompresije i protutlaka u tlačnom vodu. Navedene pojave uzrokuju i pulzacije tlaka na izlazu iz kompresora koje treba izbjegavati.
p
pb
2b
4
2
p2 pa
Napomena: zanemaren štetni prostor
2a 3
1
p1
V
Sl. 4.23. Indikatorski dijagram i promjenjivi protutlak
86
KOMPRESORI
5. TURBOKOMPRESORI 5.1. OSNOVNE KONSTRUKCIJSKE ZNAČAJKE Turbokompresori spadaju u strojeve na strujanje. Osnovni sklop turbokompresora čini kolo rotora koje se razmjerno velikom brzinom vrti na vratilu na koje je nasađen i pripadni stator koji miruje. Energetsko stanje pare radne tvari mijenja se tako što se pri strujanju pare u kanalima između lopatica rotora povećava njena kinetička energija uslijed djelovanja centrifugalne sile i potencijalna energija (energija tlaka). Ulaskom pare iz rotora u difuzor koji čine lopatice statora, kinetička se energija pare pretvara u potencijalnu, te tlak poraste na konačnu vrijednost p2 . Karakteristične krivulje stapnih i turbokompresora se značajno razlikuju. Dok kod stapnih kompresora dobava ostaje približno konstantna kod prmjene kompresijskog omjera, kod turbokompresora ona znatno ovisi o kompresijskom omjeru.
Tlak p
a - stapni kompresor b - aksijalni turbokompresor c - radijalni turbokompresor
Dobava
V&
Slika 5.1. Karakteristične krivulje stapnog kompresora i aksijalnog radijalnog turbokompresora Plin ili para struje u kolo rotora paralelno s osi stroja nekom brzinom c0 . Skrene li kolo struju plina ili pare tako da na izlazu ima okomit smjer obzirom na vratilo rotora govori se o radijalnom turbokompresoru. Ukoliko nakon napuštanja kola rotora struja zadržava smjer paralelno s osi stroja onda se govori o aksijalnom turbokompresoru.
87
KOMPRESORI
Slika 5.2. Stupanj radijalnog turbokompresora
Slika 5.3. Izgled trostupanjskog radijalnog turbokompresora
88
KOMPRESORI
Slika 5.4. Stupanj aksijalnog turbokompresora
Slika 5.5. Izgled višestupanjskog aksijalnog turbokompresora 89
KOMPRESORI
5.2. TEORETSKE OSNOVE RADA TURBOKOMPRESORA Za razumijevanje načela djelovanja strojeva na strujanje kao osnova služe tri osnovna stavka hidromehanike: Bernoullijeva jednadžba, jednadžba kontinuiteta i impulsni stavak. 5.2.1. BERNOULLIJEVA JEDNADŽBA Bernoullijeva jednadžba za kompresibilno strujanje bez gubitaka glasi p
c2 2 + v d P + gh = konst 2 ∫p1 gdje je c postignuta brzina struje, p1 totalni tlak na početku a p2 statički tlak na kraju promatranja, g ubrzanje sile teže i h geodetska razlika u visini. Pri promatranju strujanja kroz turbokompresor član gh se može zanemariti.
5.2.2. JEDNADŽBA KONTINUITETA Jednadžba kontinuiteta glasi
M& = V&ρ = Acρ = konst 5.2.3. IMPULSNI STAVAK Impulsni stavak kazuje da je potrebni zakretni moment za održavanje rotacije kola turbokompresora jednak razlici momenta impulsa (veličine gibanja). Pri računanju impulsa treba uzeti samo obodne komponente ulazne i izlazne brzine c1u i c2u , jer se samo one odupiru zakretanju kola.
Slika 5.6. Trokuti brzina za radijalni (lijevo) i aksijalni desno) turbokompresor
90
KOMPRESORI
Moment impulsa protočne mase M& na ulazu u kolo rotora iznosi
I M 1 = M& c1u r1 Moment impulsa protočne mase M& na izlazu iz kola rotora iznosi
I M 2 = M& c 2u r2 , Potrebni zakretni moment kola je tada
I M = I M 2 − I M 1 = M& (c 2u r2 − c1u r1 ) . Uvrštenjem izraza za kutnu brzinu
ω=
u1 u 2 = r1 r2
u prethodnu jednadžbu dobiva se nakon sređivanja izraz za snagu potrebnu za pogon turbokompresora
P = I M ω = M& (u 2 c2u − u1c1u ) 5.2.4. GLAVNE JEDNADŽBE STROJEVA NA STRUJANJE – IDEALNO KOLO Da bi se savladala gravitacijska sila za podizanje mase od M& [kg/s] na visinu H potrebno je utrošiti snagu P = IMω ,
pa vrijedi I M ω = M& gH iz čega slijedi
H=
IMω . M& g
Ako se gornji izraz primijeni na kolo turbokompresora, onda se uz korištenje izraza I M ω = M& (u 2 c2u − u1c1u ) može pisati
H teor∞ =
1 (u 2 c2u − u1c1u ) g 91
KOMPRESORI
ili uz c1u = 0 , tj. za α1 = 90 o za radijalni ulaz u kolo H teor∞ =
1 u2c2u g
Za aksijalno prostrujavana kola, gdje za jednu strujnicu vrijedi c2u − c1u = w1u − w2u , proizlazi H teor∞ =
u = u1 = u 2
a
1 u (w1u − w2u ) g
Gornje tri jednadžbe za H teor∞ čine tzv. I glavnu jednadžbu strojeva na strujanje. Iz trokuta brzina na slici 5.5 lijevo (radijalni turbokompresor) pomoću kosinusovog poučka proizlazi 1 u1c1u = u1c1 cosα1 = c12 + u12 − w12 2 i 1 u 2 c 2u = u 2 c 2 cos α 2 = c 22 + u 22 − w22 2
(
)
(
)
Kad se to uvrsti u I glavnu jednadžbu strojeva na strujanje dobiva se tzv. II glavna jednadžba strojeva na strujanje Za radijalno kolo ona je H teor∞ =
[(
) (
)]
) (
1 2 c2 − c12 + u 22 − u12 + w12 − w22 , 2g
Za aksijalno kolo (slika 5.5 desno) vrijedi uz u = u1 = u 2 H teor∞ =
[(
) (
1 2 c2 − c12 + w12 − w22 2g
)]
(
)
1 2 c2 − c12 je mjera porasta kinetičke energije plina kada mu 2 se brzina poveća od ulazne c1 na izlaznu c2 . Taj se iznos kinetičke energije tek u difuzorskim kanalima statora pretvara u potencijalnu energiju i uzrokuje porast tlaka prema Bernoullijevoj jednadžbi. Prvi pribrojnik na desnoj strani,
Drugi pribrojnik na desnoj strani,
(
1 2 u 2 − u12 2
centrifugalne sile na česticu plina.
92
)
direktni je porast tlaka zbog djelovanja
KOMPRESORI
(
)
1 2 w1 − w22 je smanjenje kinetičke energije plina u 2 kolu koje prema Bernoullijevoj jednadžbi već u njemu pretvara tu kinetičku energiju u potencijalnu energiju i uzrokuje porast tlaka.
Posljednji pribrojnik na desnoj strani,
5.2.5. STVARNO KOLO Za idealno kolo turbokompresora pretpostavljeno je strujanje bez trenja s paralelnim strujnicama, te da se sva privedena energija kolu iskoristi za komprimiranje plina. Stvarno kolo ima konačni broj lopatica i strujnice u njegovim kanalima nisu paralelne. Strujanje plina kroz kanale rotora i statora odvija se uz pojavu unutrašnjeg trenja pa je raspoloživa energija za komprimiranje plina time umanjena. Konačno, plinska struja napušta stvarni stator s nekom izlaznom brzinom c3 , što uzrokuje izlazni gubitak. Utjecaj konačnog broja lopatica iskazuje se kroz otklon mlaza uslijed razlike tlakova na izlazu iz kola, pa struja plina napušta rotor pod kutom β 2′ koji je manji od izlaznog kuta lopatice β 2 , pa se zbog toga mijenja izlazni trokut brzina, a time se i obodna komponenta c2u mijenja u c′2u . Time se smanjuje mogućnost prijenosa energije na plin u kolu pa prva glavna jednadžba radijalnog turbokompresora sada postaje
H teor =
1 u 2 c2′ u . g
Slika 5.7. Utjecaj konačnog broja lopatica Za odnos H teor H teor∞ može se u literaturi pronaći izraz
ε=
H teor c2′ u = = H teor∞ c2u
1 , π sin β 2 1+ 2 z (1 − r1 r2 )
gdje je z broj lopatica a r1 i r2 ulazni i izlazni radijusi brida lopatice. Utjecaji konačnog broja lopatica, unutrašnjeg trenja i izlaznog gubitka prikazani su u p,V& dijagramu na slici 5.8. Za neku projektiranu dobavu V& prikazana je visina dizanja H teor∞ točkom 1. Uzevši u obzir otklon mlaza, rotoru se može predati samo energija određena sa 93
KOMPRESORI
H teor , točka 2. Ako se od toga odbije i energija koja se troši na savladavanje gubitaka trenja u kolu, gubitaka trenja i vrtloženja u rasporu i trenja u statoru, te u eventualno pridodanom prekretnom kanalu, dobiva se točka 3 koja određuje efektivnu visinu dizanja H e , dakle ona energija koja je preostala raspoloživa za komprimiranje plina. Stupanj iskoristivosti energije je tada η =
He H teor
Prema slici 5.6. može se izraziti c2u kao dio u 2 , tj.
c 2u = ϕ u 2 , a ϕ ovisi samo o konstrukciji kola i konstantne je vrijednosti
ϕ=
tan β 2 tan α 2 + tan β 2
Izraz za iznos energije koja se efektivno troši na komprimiranje plina glasi
H e = ηH teor = ε η H teor∞ =
1 1 1 ε η u 2 c2u = ε η ϕ u 22 = μ u 22 g g g
Produkt ε η ϕ naziva se faktorom visine tlaka μ .
Slika 5.8. Visine dizanja i gubici
94
KOMPRESORI
Na osovinu turbokompresora treba privoditi energiju H tot koja mora biti dovoljna da namiri onaj iznos energije koji se može predati kolu rotora H teor , a zatim i iznos za pokrivanje vanjskih gubitaka stroja (gubici trenja na vanjskim površinama diska kola, u labirintnim brtvenicama i u glavnim ležajevima). nanesu li se iznosi ovih gubitaka iznad H teor dobiva se točka 5, H tot . Efektivni je stupanj djelovanja turbokompresora odnos one energije koja služi za isključivo komprimiranje plina H e i energije koja se mora utrošiti na spojci turbokompresora H tot , H dakle ηe = e . H tot Snaga potrebna za komprimiranje je ustvari
P = M& gH e = M& μ u 22 . Kompresija je politropska a izraz za potrebnu snagu pri politropskoj kompresiji glasi n −1 n −1 ⎡ ⎤ ⎡ ⎤ n n ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ p p ℜ n n 2 2 ⎢ ⎥ ⎢ & & T1 ⎜ ⎟ − 1⎥ , P=M RT1 ⎜⎜ ⎟⎟ − 1 = M ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ ⎥ n − 1 m ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ n −1 ⎣⎢ ⎦⎥ ⎣⎢ ⎦⎥
gdje je ℜ = 8314 [J/kmol K] opća plinska konstanta, a m [kg/kmol] molekularna masa plina. Izjednačenjem slijedi izraz koji daje jednoznačnu vezu utrošene snage i efektivne visine dizanja n −1 ⎡ ⎤ n ⎛ ⎞ p ℜ n 2 2 ⎢ & & Mμ u 2 = M T1 ⎜ ⎟ − 1⎥ . ⎥ n − 1 m ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ ⎢⎣ ⎥⎦
Sređivanjem gornjeg izraza može se dobiti vrijednost za postizivi kompresijski omjer n
⎛ p2 ⎞ ⎛ n − 1 m ⎞ n −1 ⎜⎜ ⎟⎟ = ⎜⎜1 + μ u22 ⎟⎟ . n ℜT1 ⎝ p1 ⎠ e ⎝ ⎠ Iz ovog se izraza vidi da je uz konstantnu brzinu vrtnje kompresijski omjer to veći što je veća molekularna masa plina i što je veći faktor visine tlaka μ koji uzima u obzir sve okolnosti strujanja u stvarnom kompresoru. Također se vidi da kompresijski omjer raste proporcionalno kvadratu brzine vrtnje kola.
95
KOMPRESORI
5.2.6. VIŠEKRATNA KOMPRESIJA
Povećanjem obodne brzine raste i kompresijski omjer s njenim kvadratom. Ograničenja koja se postavljaju na povećanje obodne brzine su povezana s čvrstoćom materijala kola i potrebom da na kritičnim mjestima strujanja Machova značajka strujanja koja se izračunava kao w Ma = wz gdje je w z = κ gRT1 brzina zvuka, ne premaši vrijednost Ma = 0,8 − 0,85 . Za ulaz u rotor vrijedi κ −1 ⎡ ⎤ 1 ⎢⎛ p 2 ⎞ κ ⎜ ⎟ − 1⎥ , Ma = 0,815 ⎥ κ − 1 ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ ⎢⎣ ⎥⎦
a za izlaz iz rotora κ −1 ⎡ ⎤ 1 ⎢⎛ p 2 ⎞ κ ⎜ ⎟ − 1⎥ ⎥ κ − 1 ⎢⎜⎝ p1 ⎟⎠ ⎢⎣ ⎥⎦ . Ma = 0,92 κ −1 ⎡ ⎤ ⎛p ⎞κ 1 + ⎢⎜⎜ 2 ⎟⎟ − 1⎥ ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ ⎢⎣ ⎥⎦
Ukoliko Machova značajka strujanja ili obodna brzina u 2 za traženi kompresijski omjer prijeđu dozvoljene vrijednost (za u 2 to je 200 – 300 ms-1) mora se prijeći na višekratnu kompresiju, pri čemu se kompresijski omjer u pojedinom stupnju izračunava iz izraza n
⎞ n −1 ⎛ p2 ⎞ ⎛ n − 1 m ⎜⎜ ⎟⎟ = ⎜⎜1 + μ u22 N ⎟⎟ , n ℜT1 ⎠ ⎝ p1 ⎠ e ⎝ gdje je N broj stupnjeva kompresije.
96
KOMPRESORI
5.3. RADNE KARAKTERISTIKE TURBOKOMPRESORA 5.3.1. RADNE KARAKTERISTIKE RADIJALNIH TURBOKOMPRESORA
Teoretska visina dizanja za radijalni kompresor je
H teor∞ =
⎞ u 22 ⎛ ⎞ u ⎛ w2 ⎞ u 2 ⎛ 1 V& V& ⎟⎟ = ⎜⎜ u 2 − ⎟⎟ = ⎜⎜1 − ⎟. u 2 c2′ u = 2 ⎜⎜ u 2 − g g⎝ tan β 2 ⎠ g ⎝ D2πb2 tan β 2 ⎠ g ⎝ u 2π D2 b2 tan β 2 ⎟⎠
Ovdje je D2 vanjski promjer kola a b2 širina kanala na izlazu (obodu kola). Vidi se da H teor∞ ovisi o izlaznom kutu lopatice β 2 . Taj kut može biti manji, jednak ili veći od 90o, pa govorimo o unatrag zakrivljenim lopaticama, radijalnim lopaticama i unaprijed zakrivljenim lopaticama.
Slika 5.9. Karakteristični oblici lopatica radijalnih kompresora i pripadni trokuti brzina Temeljem gornjeg izraza može se iscrtati pravce za H teor∞ u H , V& - dijagramima. Za projektirani nominalni protok Vn nalazi se na ranije opisani način H teor , pri čemu je uzet u obzir gubitak zbog otklona mlaza. Odbiju li se još unutrašnji gubici i izlazni gubitak, dobiva se točka 3, koja za Vn određuje H e . Točka 3 je nominalna radna točka kompresora za brzinu vrtnje n . Za svaki drugi protok V& ≠ V& javljaju se još i dodatni gubici sudara (jer su smjerovi n
brzina takvi da struja ne ulazi tangencijalno na lopatice rotora i statora) pa je umanjena preostala raspoloživa energija za komprimiranje plina. Odbiju li se ovi gubici (3'-4' i 3''-4'') dobivaju se i za protoke V& ≠ V&n točke stvarne radne karakteristike H e = f V& . Dobivene karakteristike imaju maksimume (točke K). Desna strana karakteristike V& > V& predstavlja
( )
n
njen radni ili stabilni dio, dok je lijeva strana V& < V&n praktički neostvarivi, nestabilni dio. Kolo a β 2 < 90 o odabire se kada se tijekom rada kompresora očekuju i veće promjene protoka, a da se pritom konačni tlak p 2 samo malo mijenja, uz dobar stupanj iskoristivosti energije. Rashladni se kompresori izgrađuju s ovakvim kolima. Odabire se kut β 2 = 40 − 60 o. 97
KOMPRESORI
Kolo b β 2 = 90 o odabire se kada je u određenom području promjene protoka potreban praktički nepromjenjiv kompresijski omjer x . Kolo c β 2 > 90 o odabire se kada želimo postići što veći kompresijski omjer x , bez obzira na nagle promjene kompresijskog omjera pri promjenjivom protoku.
Slika 5.10. Radne karakteristike radijalnih turbokompresora različitih izlaznih kutova lopatica rotora β 2 5.3.2. RADNE KARAKTERISTIKE AKSIJALNIH TURBOKOMPRESORA
Slično kao i za radijalne kompresore može se dobiti radna karakteristika aksijalnih kompresora. Karakteristika je puno strmija, što znači da mala promjena protoka uzrokuje znatnu promjenu kompresijskog omjera.
Slika 5.11. Radna karakteristika aksijalnih turbokompresora 98
KOMPRESORI
5.3.3. RADNE KARAKTERISTIKE TURBOKOMPRESORA I BRZINA VRTNJE
Ako se promijeni brzina vrtnje od n na n x mijenja se visina dizanja, pa se zbog 1 H e = μ u 22 može za konstantan μ pisati g
H ex = H e
u x2 n x2 , = H e u2 n2
tj. visina dizanja raste proporcionalno kvadratu brzine vrtnje. Za radijalni kompresor protok se može izračunati kao
V x = D2π b2 (1 − ϕ ) tan β 2 u 2 x , dok je za aksijalni turbokompresor protok
Vx =
π 4
(D
2
− d 2 )(1 − ϕ ) tan β 2 u x ,
Protok u oba slučaja ovisi o obodnoj brzini u x . Može se zaključiti da je V&x = V
n ux =V x . n u
Promjenom brzine vrtnje mijenja se i snaga, a kako je snaga proporcionalna produktu protoka i visine dizanja, to je Px = P
n x3 u x3 = P n3 u3
Poznavanje ovih odnosa, može se iz poznatog toka nominalne radne karakteristike i toka potrebne snage brzinu vrtnje za koju je kompresor građen, odrediti nova radna karakteristika a promijenjenu brzinu vrtnje i tok nove karakteristike potrebne snage. 5.4. REGULACIJA DOBAVE TURBOKOMPRESORA
Regulacija dobave turbokompresora može se provesti promjenom brzine vrtnje. Želi li se održati konstantan dobavni tlak p2 uz promjenu protoka, prilagođava se brzina vrtnje tako da nova radna karakteristika bude takva da zadovoljava željeni protok pri konstantnom tlaku p 2 = konst .
99
KOMPRESORI
Slika 5.12. Regulacija dobave turbokompresora promjenom brzine vrtnje Regulaciju dobave turbokompresora moguće je provesti i prigušivanjem pare na usisu kompresora, ali to je neekonomičan način, pa se rjeđe primjenjuje.
100
