活塞式空壓機的工作原理

能源與動力工程學院 輪機工程系 船舶輔機 Marine Auxiliary Machinery 電子教案 趙在理 第一篇 船用泵和空氣壓 縮機 第六章 活塞式壓縮機 泵 6 活塞式空氣壓縮機 用于： 主機起動、換向；發(fā)電柴油機起動 為其它需要壓縮空氣的設備和氣動工具供氣 在檢修工作中用來吹洗零部件、濾器等 空壓機的排氣量 是指其在單位時間內(nèi)所排送的相當于第一級吸氣狀態(tài)的空氣體積。 單位是 m3 s、 m3 min或 m3 h 公稱排氣量是指在額定排氣壓力時的排氣量 分類： 有低壓 (0.2 1.0 MPa),中壓 (1 10 )和高壓 (10 100) 為微型 (小于 1 m3 min)、 小型、中型和大型 工作壓力為 3MPa左右，低壓場所由減壓閥供氣 有一臺柴油機驅(qū)動的微型應急空壓機。 第一節(jié) 活塞式空壓機的工作原理 6-1-1 活塞式空壓機理論工作循環(huán) 假定： (1)氣缸沒有余隙容積 (2)吸、排氣過程沒有壓力損 失和壓力脈動 (3)吸氣過程氣體與缸壁無熱 交換 (4)工作過程無氣體漏泄 (5)被壓縮的是理想氣體，壓 縮過程狀態(tài)方程指數(shù)不變 以缸內(nèi) P為縱坐標，以缸內(nèi) 容積 V為橫坐標，理論工作 循環(huán)如圖所示。 6-1-1 活塞式空壓機理論工作循環(huán) 吸氣過程 -活塞從上向下 氣缸內(nèi)壓力始終與吸入管 中壓力 Ps相等 最大吸氣容積是氣缸工作 容積 Vp， 曲線 6-1 壓縮過程 -活塞回行 K1關(guān)閉，氣體被壓縮 當 P升高到 Pd時， K2開啟， 曲線 1 2 排出過程 -活塞繼續(xù)上行 K2開啟，氣體排出 缸內(nèi) P不變，直到上止點 曲線 2 3 6-1-1 活塞式空壓機理論工作循環(huán) 絕熱過程 (adiabatic compression 過程線 1 2按氣體與缸壁不存在 任何熱交換的作出 等溫過程 (isothermal compression) 冷卻良好，缸內(nèi)氣體 T不變， 壓縮線如 l 2”所示 多變壓縮過程 實際壓縮在等溫和絕熱之間 過程線 1 2 過程線 4123所包圍的面積，代 表每一循環(huán)耗功 可見，等溫過程，壓縮機耗功 最省。 6-1-2 影響實際循環(huán)的因素 (1)余隙容積的影響 防活塞與缸蓋碰撞，活塞 到上止點時有余隙 氣閥通道也有一定容積 余隙容積是活塞在上止點 時缸內(nèi)殘留氣體的全部容 積，用 Vc表示 活塞回行時，氣體膨脹 當缸內(nèi)壓力降至低于吸入 管壓力 Ps一定值時 (流動 阻力 )，氣體頂開 K1進入 缸內(nèi) 曲線 3一 4 6-1-2 容積系數(shù) 是按氣體進口狀態(tài)計算的，如圖中 V， 所示。 余隙容積 Vc使壓縮機排氣量減少的程度可用容積 系數(shù) v來衡量： 相對余隙容積 Vc Vp一般為： 低壓級為 0.07 0.12 中壓級為 0.09 0.14 高壓級為 0.11 0.16 p p p v V VV V V 表 6-1 空壓機氣缸余隙的一般范圍 使用中，余隙有可能增大而使 v降低。檢 修時應該用壓鉛法檢查余隙大小，不符合 說明書要求時必須對癥修理 氣缸直徑 mm 余隙 mm 5590 0.40 0.55 90120 0.50 0.65 120150 0.60 0.75 150200 0.70一 1.0 6-1-2 進排氣阻力的影響 在吸氣過程中 由于流動阻力，缸內(nèi) P要比 Ps低。 吸入行程終了，缸內(nèi) 壓力為 P1 活塞回行一段距離后， 缸內(nèi) P才能升到 Ps， 減少了 V” 壓力系數(shù) p 表示吸氣過程的壓力 損失使排氣量減少的 程度 V VV V V v 6-1-2 進排氣阻力的影響 第一級 p =0.95 0.98 第二級 p=0.98 1.0。 在排出行程中 缸內(nèi) P也要比 Pd略高 由于吸、排氣阻力的 影響，耗功將增加 (陰 影部分 )，而排氣量則 減少。 6-1-2 吸氣預熱的影響 氣體被壓縮后溫度升高，使氣閥、缸蓋、缸壁和 活塞的溫度都升高 在吸氣過程中，氣體被熱的機件加熱，吸入終了 時其溫度比在吸氣管中升高，比容也增大，如折 算到進口狀態(tài)，每轉(zhuǎn)排氣體積又要損失一部分， 稱為預熱損失 預熱損失使壓縮機排氣量減少的程度可用溫度系 數(shù) t來衡量 t隨壓力比的增高而降低， 一般 t=0.90 0.95 6-1-2 漏泄的影響 由于氣閥、活塞環(huán)等密封不嚴而造成泄漏， 使排氣量進一步損失 漏泄使壓縮機排氣量減少的程度可用氣密 系數(shù) l來衡量，一般 l=0.90 0.98。 此外，在壓縮過程和余隙容積氣體的膨脹 過程中，由于氣體溫度不斷變化，與缸壁 熱量交換的多少及熱量的流向也在不斷變 化，其過程指數(shù)是不斷改變的 在理論研究時為方便計算起見，都以恒定 的多變過程指數(shù)來代替。 6-1-2 排氣量和輸氣系數(shù) 理論排氣量就是第一級的活塞行程容積 對單作用氣缸的壓縮機來說 式中： D 第一級的氣缸直徑， m； S 第一級的活塞行程， m； n 第一級的壓縮機轉(zhuǎn)速， r min； Z 第一級氣缸的數(shù)目。 實際 Q小于 Vc。 比值 Q Vc稱為輸氣系數(shù) (), 即 Q=Vt = Vt v p t l 一般在 0.65 0.80 壓力比 Pd/Ps增加，則 明顯降低 余隙容積和漏泄引起的流量損失增加 氣缸 T升高，預熱損失增加。 24 0 2 Sn zDV t 6-1-2 壓縮機功率 通過示功器在運轉(zhuǎn)的壓 縮機上可測出示功圖 圖中實際循環(huán)所包圍的 面積即表示每一循環(huán)所 耗指示功 指示功率 -按示功圖計算 得到的功率，用 Pi表示 等溫理論功率 (用 PT表示 ) 絕熱理論功率 (用 Ps表示 ) 6-1-2 壓縮機效率 指示效率反映了實際氣體由吸、排氣阻力及氣體 摩擦、旋渦等造成的總能量損失的大小 等溫指示效率還反映冷卻達不到理想的等溫壓縮 而附加的能量損失，它比絕熱指示效率更低 運動部件要要消耗功率，軸功率大于指示功率， 二者之比稱為機械效率，用 m表示 m = Pi/P 壓縮機總效率為理論功率與軸功率之比 等溫總效率 (用 T表示 ) iT = iT m 絕熱總效率 (用 s表示 ) is = is m iTiT pP / isis pP / 6-1-3 多級壓縮 排出壓力較高時采用多級壓縮，并有級間冷 卻器。 圖示為二級空壓機流程示意 6-1-3 二級壓縮理論工作循環(huán) 采用單級壓縮 當吸入壓力為 Ps， 排出壓力為 Pd時 理論工作循環(huán)如 padfp所示。 采用二級壓縮機 低壓理論循環(huán)如 oabno所示 高壓理論循環(huán)如 cefmc所示 6-1-3 用多級壓縮和級間冷卻原因 (1)降低排氣溫度 單級壓縮在壓力比比較大時，壓縮終點 d的氣體 T太高 缸內(nèi) T太高會降低滑油粘度，使?jié)櫥兔芊庑阅芟陆?使滑油分解 在缸內(nèi)及氣閥上形成結(jié)碳，加劇磨損 (在 180 210 尤為嚴重 ) 當溫度超過滑油閃點時，甚至會有爆炸危險 因此，國內(nèi)一般規(guī)定： 固定式壓縮機排氣溫度不超過 160 移動式壓縮機不超過 180 二級壓縮由于經(jīng)過中間冷卻，其壓縮終點 e的溫度比單級壓縮 終點 d的溫度要低得多。 6-1-3 用多級壓縮和級間冷卻原因 (2)提高輸氣系數(shù) 單級壓縮時， 隨壓 力比增加而迅速下降 余隙容積等因素影響 使氣缸有效吸氣容積 減少 二級壓縮時有效吸氣 容積由 pa增長至 oa。 (3)節(jié)省壓縮功 二級每工作循環(huán)理論 上所節(jié)省壓縮功為面 積 cbdec與 opmno之 差。 6-1-3 用多級壓縮和級間冷卻原因 (4)減輕活塞上的作用力 單級壓縮 一次達到要求的 Pd， 活塞受力大，運動部件笨重，軸承負荷 大，維修也不方便 多級壓縮 只有尺寸較小的高壓級承受高壓 但級數(shù)增加使構(gòu)造復雜，體積和重量增加。而且管路、中間冷 卻器和氣閥總阻力會增加，機械效率也會降低，因而實際效益 要比理論小 如果級間冷卻不良，則降低排氣 T和減少壓縮功的效果變差 每級的最佳壓力比應選擇使該級等溫指示效率最高為宜 壓力比一般應在 2 4范圍內(nèi) 如 P在 3MPa， 一般為二級壓縮 思考題 1.什么叫空壓機的輸氣系數(shù) ?它主要受哪些因素影 響 ? 2，活塞式空壓機需要冷卻的有哪些方面 ?各起何 作用 ? 3活塞式空氣壓縮機余隙容積的作用是什么 ? 4空氣壓縮機采用多級壓縮中間冷卻有何意義 ? 5空氣壓縮機的多級壓縮對壓縮過程有何影響 ? 6-1-3 用多級壓縮和級間冷卻原因 各級壓力比的分配主要依據(jù)省功原則 各級壓力比相等時各級耗功也相等，總耗功最 省 實際上，一般后級壓力比選得比前級小 因為后級比前級冷卻效果差，同時后級吸氣溫度因 中間冷卻不充分而比前級高，若采用同樣壓力比， 后級的耗功會較大，總耗功不會最省，排氣溫度也 會更高 此外，后級的相對余隙容積較大，采用與前級同樣 的壓力比其容積損失也會較大。