Как известно из термодинамики, внутренняя энергия идеального газа U и его энтальпия i являются функцией лишь температуры:

, [кал/кг]

, [кал/кг]

Следовательно, внутренняя энергии газа и его энтальпия при одной и той же температуре, но различных давлениях одинаковы. Работоспособность газа при большем давлении выше, чем при меньшем. Но если газ расширяясь от большего давления к меньшему, произведет работу, температура его снизится и энтальпия упадет точно на величину отданной работы. Наоборот если произвести изотермическое сжатие газа – вся израсходованная энергия будет отведена в виде тепла охлаждающей воды, теплоотдачи наружу.

Т.о. работа Н_е расходуемая компрессором для сжатия V м 3 газа от начального давления р₁ до конечного р₂ равна

(10.1)

т.к. откуда , следовательно , подставляя это выражение в уравнение первого начала термодинамики (приращение внутренней энергии газа равно сумме сообщенного газу тепла и механической работе сжатия) после интегрирования с учетом работы сжатия получим уравнение (10.1).

Т.о. уравнение первого начала термодинамики можно представить в виде:

Для движущегося газа сообщенное тепло q_c равно сумме внешнего тепла (-q) и тепла всех гидравлических потерь ΔН:

Учитывая этот факт, окончательно получаем:

(10.2)

Уравнение 10.2 в явном виде не содержит членов, учитывающих кинетическую энергию, но оно справедливо при любом соотношении скоростей в начале и конце сжатия.

Уравнение первого начала термодинамики в форме 10.2 удобно при анализе процесса сжатия в Т-S диаграмме, где S – энтропия газа (из термодинамики – энтропия представляет собой некоторую функцию состояния тела, которая увеличивается при подводе к нему тепла, причем это увеличение тем меньше, чем выше температура тела.)

Приращение энтропии при подводе тепла составляет при обратимом процессе

, [дж/кг град] (10.3)

На Т-S диаграмме нанесены линии, соответствующие постоянной температуре (изотермы) изображаются горизонтальными кривыми, и линии, соответствующие постоянному давлению (изобары).

Линия АКВ является пограничной кривой. Область, лежащая ниже этой кривой, соответствует влажному пару, ветвь АК — жидкости при температуре насыщения, ветвь КВ— сухому насыщенному пару. Точка К является критической точкой. Слева от ветви АК находится область жидкости, справа от ветви КВ — область перегретого пара. Так как испарение и конденсация жидкости протекают при постоянных температурах и давлениях, то в области влажного пара изобары совпадают с изотермами. Конденсация смеси влажных паров протекает при переменной температуре, поэтому в таких случаях изобары в области влажного пара не совпадают с изотермами.

Кроме того, на T-S-диаграмме (рис. 10.4) нанесены линии постоянной энтальпии (i = const). Энтальпия идеальных газов зависит только от температуры, и для таких газов линии i = сonst совпадают с изотермами. Энтальпия реальных газов зависит также от давления и для них линии i = сonst не совпадают с изотермами.

Рис. 10.4 Диаграмма Т-S процесса сжатия газа.

Процессы сжатия газа в компрессоре изображаются на диаграмме Т—S следующим образом.

При адиабатическом сжатии q = 0, следовательно по формуле (10.3) ΔS = 0, т. е. процесс идет без изменения энтропии (S = соnst). Поэтому процесс изображается вертикальной линией 1—2, причем точка 1 характеризует состояние газа до сжатия и лежит на пересечении изобары p₁ и изотермы Т₁; точка 2 отвечает состоянию газа после сжатия и лежит на изобаре, соответствующей давлению р₂.

При изотермическом сжатии процесс протекает при Т = const и изображается горизонтальной линией 1—2′, причем точка 2′, характеризующая состояние газа после сжатия, лежит на изобаре р₂.Количество отводимого тепла q, согласно формуле (10.3), составляет TΔS и на рис. 10.4 выражается площадью заштрихованного прямоугольника а—1—2′—b, высота которого равна Т₁, а основание — изменению энтропии ΔS. В данном процессе энтропия уменьшается, т.е. величина ΔS отрицательна. Поэтому количество тепла будет также отрицательным, т.е. процесс сопровождается, как указывалось выше, отводом тепла. Та же площадь а—1—2′—b выражает работу изотермического сжатия в тепловых единицах, а площадь а—2—2’—b на рис. 10.4 равна работе адиабатического сжатия.

Машины для перемещения и сжатия газов. Типы, конструкция, области применения

Для перемещения и сжатия газов используют вентиляторы, газодувки и компрессоры, которые классифицируют по принципу действия (поршневые, ротационные, струйные и т. д.), а также по принципу сжатия, т. е. в зависимости от отношения

где Р₂ – давление на выходе; Р₁ – давление на входе.

При ε = 3–1000 – компрессоры (при степени сжатия более 4 – турбокомпрессоры); при ε = 1,06–4,0 – газодувки; при ε =1–1,1 – вентиляторы. Для создания разрежения используются вакуум-насосы.

Вентиляторы

Вентиляторы применяют для перемещения газов при малом сопротивлении сети, например, для подачи воздуха в топки, сушилки, фильтры, циклоны и т. д., а также для подачи чистого воздуха в рабочие помещения и удаления запыленного и загрязненного воздуха. Основными техническими характеристиками вентиляторов являются:

– производительность Q, м 3 /ч;

– полный напор Н, Н/м 2 (давление нагнетания);

– частота вращения вала;

Вентиляторы стандартизированы и выпускаются сериями. Каждый вентилятор серии имеет номер (№ 4, № 12), который соответствует наружному диаметру рабочего колеса, выраженному в дециметрах. Так, вентилятор № 2 любой серии имеет диаметр, равный 200 мм.

По конструкции вентиляторы делятся на центробежные (радиальные), используемые для подачи газа при большом напоре (системы пневмотранспорта, в качестве ____. устройств), и осевые, когда объем газа большой, а напор мал (для проветривания помещений).

В центробежных вентиляторах движение газа перпендикулярно оси вращения рабочего колеса. По создаваемому давлению центробежные вентиляторы делятся на вентиляторы низкого (Р ≤ 3 кПа), среднего (Р = 3–15 кПа) и высокого (Р > 3 кПа) давления. Центробежные вентиляторы высокого давления называют одноступенчатыми газодувками.

Осевые вентиляторы обеспечивают продольное перемещение газа вдоль оси вращения. По сравнению с центробежными вентиляторами они имеют более высокий КПД вследствие обтекаемой формы лопаток. Осевые вентиляторы реверсивны, быстроходны и более компактны, чем центробежные.

Компрессоры – устройства для сжатия газа и воздуха до избыточного давления более 0,2 МПа. По принципу вытеснения газа компрессоры делятся на поршневые, центробежные и ротационные. Основными группами компрессоров, используемых в химической промышленности, являются поршневые и центробежные.

Поршневой компрессор – устройство, в котором сжатие газа происходит при уменьшении замкнутого объема. Они классифицируются:

– по числу ступеней сжатия: одно-, двух- и многоступенчатые;

– по способу охлаждения: с воздушным и водяным охлаждением;

– по расположению цилиндров: с горизонтальным, вертикальным, U-образным и др.;

– по составу сжимаемого газа: азотные, кислородные, аммиачные и др.;

– по величине конечного давления: низкого (до 1 МПа), среднего (1–8 МПа), высокого (8–100 МПа), сверхвысокого (свыше 100 МПа).

В горизонтальных компрессорах цилиндры могут располагаться по одну сторону вала привода (односторонние) или по обе стороны вала (оппозитные, т. е. поршни движутся в противоположных направлениях). Оппозитные компрессоры являются более прогрессивными, так как выше их быстроходность, ниже масса, они более компактны. Их конструкция подробно описана у Альперта.

Чтобы ответить на вопрос, для чего необходимо охлаждение, рассмотрим следующий пример.

При адиабатическом сжатии до 1 МПа газа, имеющего комнатную температуру, его температура возрастает до 300°С, что приводит к разложению компрессорного масла. Поэтому одноступенчатые компрессоры рассчитаны на давление, не превышающее 0,8 МПа, а для больших давлений используют многоступенчатые компрессоры с промежуточным охлаждением между ступенями. Степень сжатия ε в отдельной ступени составляет обычно 3–4.

Важной характеристикой поршневых компрессоров является объемный КПД: ,

где V₂ – объем цилиндра; V₁ – объем газа, всасываемого поршнем.

Для увеличения объемного КПД стремятся уменьшить объем «мертвой» зоны.

Величина Q (м 3 /с) для одноцилиндровых компрессоров рассчитывается по формуле Q = η F s n,

где F – площадь сечения поршня, м 2 ; s – ход поршня, м; n – частота вращения,

для компрессора двойного действия – Q = η (2F – f) s n,

где F – площадь сечения поршня первой ступени, м 2 ; f – площадь штока, м 2 ,

для многоцилиндрового компрессора – Q = η F s n i,

где i – число цилиндров.

Мощность N (Вт), потребляемая электродвигателем, определяется по формуле N = β_м N / η,

где β_м – коэффициент запаса мощности, равный 1–1,2.

Центробежные компрессоры за последние десятилетия в связи с ростом единичных мощностей приобрели широкое распространение. Это объясняется целым рядом преимуществ по сравнению с поршневыми компрессорами, такими как:

– меньшие масса и габариты;

– меньшие эксплуатационные затраты.

Поэтому в химической промышленности центробежные компрессоры (особенно, унифицированные) вытесняют компрессоры поршневые.

Основным узлом центробежного компрессора являются вращающиеся лопатки. Обычно их используют для подачи больших объемов газа под давлением от 0,11 до 31,4 МПа.

Центробежные компрессоры, сжимающие газы до 0,3 МПа, называют турбовоздуходувками. Число ступеней в них составляет обычно 3–4.

Для создания более высоких давлений применяют турбокомпрессоры с числом ступеней до 16. В турбокомпрессорах при степени сжатия более 4 применяется промежуточное охлаждение газа. В многоступенчатых турбокомпрессорах колеса разделены на несколько секций, причем диаметр и ширина каждой последующей секции меньше, чем предыдущей.