Кривенков С.В., Чернобыльский А.Г. Нефтегазопромысловое оборудование, часть 3. Насосы и компрессоры - файл n1.doc

приобрести
Кривенков С.В., Чернобыльский А.Г. Нефтегазопромысловое оборудование, часть 3. Насосы и компрессоры
скачать (12074.5 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.doc12075kb.14.09.2012 11:04скачать
Победи орков

Доступно в Google Play

n1.doc

  1   2   3   4   5   6   7


Кривенков С.В, Чернобыльский А.Г.,

НЕФТЕГАЗОПРОМЫСЛОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ

1 семестр

НАСОСЫ И КОМПРЕССОРЫ

Опорный конспект лекций для студентов специальности 090602
ТЕТРАДЬ III. КОМПРЕССОРНЫЕ МАШИНЫ

ГЛАВА 12. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ И ВИДЫ

КОМПРЕССОРОВ

§ 12.1. ВИДЫ КОМПРЕССОРНЫХ МАШИН

Собирательный термин «компрессорная машина» относится к компрессорам, вентиляторам и вакуумным насосам. Все эти машины предназначены для нагнетания газа из области низкого давления в область высокого давления.

Компрессоры действуют в оптимальном режиме при ? > 1,15. Неохлаждаемые компрессоры (? < 2,5-3) называют воздуходувками, нагнетателями или продувочными насосами.

Вентиляторы в отличие от других компрессорных машин работают почти без повышения давления (в оптимальном режиме ? = 1 -1,15).

Вакуумные насосы предназначены для удаления газов и паров из сосудов при давлении в них ниже атмосферного. Степень повышения давления может быть высокой, хотя конечное давление обычно равно атмосферному.

Компрессоры соответственно способу действия можно разделить на три основные группы: объёмные, лопастные и струйные. При классификации по конструктивному признаку объёмные компрессоры подразделяются на поршневые и роторные, а лопастные – на центробежные и осевые.

Кроме того, все компрессоры различаются:

по конечному давлению - низкого давления (до 1 МПа), среднего (до 10 МПа), высокого (до 100 МПа) и сверхвы­сокого (более 100 МПа);

по роду перекачиваемого газа - воздушные, кислородные, аммиачные, для природного газа и др.;

по условиям эксплуатации: стационарные (с массивным фундаментом и постоянным обслуживанием); пере­движные (перемещаемые при эксплуатации, иногда без постоян­ного обслуживания); автономные (с собственными вспомогатель­ными системами, включенными в состав агрегата);

по системе охлаждения: без искусственного ох­лаждения; с воздушным охлаждением; с внутренним водяным охлаждением; с внешним охлаждением в одном, двух и т. д. промежуточных охладителях; охлаждаемые впрыскиванием жидкости.

Основными параметрами, характеризующими работу компрессора, являются объёмная подача (исчисляется обычно при условиях всасывания), начальное p1 и конечное p2 давления или степень повышения давления ? = p2 / p1, частота вращения n и мощность N на валу компрессора. Ориентировочные значения основных параметров компрессорных машин различных типов, применяемых в промышленности, приведены в таблице 12.1.

Таблица 12.1. Основные характеристики компрессорных машин

Тип

Назначение

Подача

м3 / мин

Степень

повышения

давления

Частота

вращения

n, об/мин

Поршневые

Вакуум-насосы

0 - 100

1 - 50

60 - 1500

Компрессоры

0 - 500

2,5 - 1000

100 - 3000

Роторные

Вакуум-насосы

0 - 100

1 - 50

250 - 6000

Газодувки

0 -500

1,1 - 3

300 - 15000

Компрессоры

0 - 500

3 - 12

300 - 15000

Центробежные

Вентиляторы

0 - 6000

1 - 1,15

300 - 3000

Газодувки

0 - 5000

1,1 - 4

300 - 3000

Компрессоры

100 - 4000

3 - 20

1500 - 45000

Осевые

Вентиляторы

50 - 10000

1 - 1,04

750 - 10000

Компрессоры

100 - 15000

2 - 20

500 – 20000



Ниже рассмотрены принципиальные конструктивные схемы компрессорных машин.

Поршневой компрессор (однопоршневой, с одной сту­пенью сжатия) приведен на рис. 12.1. При возвратно-посту­пательном движении поршня осуществляются фазы про­цесса: расширение, всасывание, сжатие и выталкивание. Способ действия поршневого компрессора, основанный на вытеснении газа поршнем, позволяет строить конструкции с малым диаметром и ходом поршня, развивающие высо­кое давление при относительно малой подаче.




Рис. 12.1. Конструктивная схема Рис. 12.2. Конструктивная схема

поршневого компрессора роторного компрессора

1 – корпус; 2 – ротор; 3 – пластины;

4 – всасывающий патрубок;

5 – подающий патрубок.

Роторный компрессор пластинчатого типа представлен на рис. 12.2. При вращении массивного ротора 2, в про­дольных пазах которого, могут свободно перемещаться стальные пластины 3, газ захватывается в межлопастные пространства, переносится от всасывающего патрубка 4 к напорному 5 и вытесняется в трубопровод. Вал роторного компрессора может соединяться с валом приводного двигателя, без редуктора. Это обусловливает компактность и малую массу установки в целом.

Центробежный компрессор (рис. 12.3) действует анало­гично центробежному насосу. Вал центробежно­го компрессора соединяется с валом приводного двигателя (электродвигатель, паровая турбина) или непосредствен­но, или через механическую передачу, повышающую частоту вращения вала компрессора, чем достигается уменьше­ние размеров компрессора, снижаются его масса и стои­мость.






Рис. 12.3. Конструктивная схема Рис. 12.4. Схема осевого компрессора

двухступенчатого центробежного (семиступенчатого)

компрессора 1 – рабочие лопасти; 2 - ротор

3 – направляющие лопасти
Осевой компрессор схематически изображен на рис. 12.4. Конструкция состоит из массивного ротора с несколькими венцами рабочих лопастей и корпуса, несущего венцы не­подвижных направляющих лопастей. Газ всасывается в приемный патрубок и, двигаясь в осевом направлении, сжимается последовательно в лопастных ступенях компрес­сора. Через напорный патрубок газ вытесняется в трубо­провод, ведущий к потребителям.

Привод осевых компрессоров - от электродвигателей, паровых и газовых турбин.

§ 12.2. ТЕРМОДИНАМИКА КОМПРЕССОРНОГО ПРОЦЕССА
Простейшая теория компрессорных машин, обладающая практически приемлемой точностью, основывается на термодинамике идеального газа, подчиненного уравнению

. (12.1)

При конечном давлении воздушного компрессорного процесса более 10 МПа следует пользоваться уравнением состояния реального газа

, (12.2)

где z – коэффициент сжимаемости. Опытные значения его в зависимости от безразмерных величин p / pкр и T / Tкр приведены в технической справочной литературе (например, Шерстюк А. Н. Насосы, вентиляторы, компрессоры. М.: Высшая школа, 1972, 342 с.).

Основные уравнения. Совместное использование первого закона термодинамики и уравнения состояния идеального газа приводит к следующим уравнениям процессов сжатия и расширения, происходящих в компрессорах:

политропный процесс (12.3)

адиабатный процесс (12.4)

изотермический процесс (12.5)

Политропный процесс является общим видом термоди­намического процесса и протекает в компрессорах в зави­симости от внешних и внутренних условий с показателем n = 1,15 - 1,80.

Адиабатным называют процесс без теплообмена с внеш­ней средой; в таком процессе возможно внутреннее образо­вание теплоты за счет работы газового трения и вихреобразования. Строго адиабатный процесс в компрессорах получить нельзя вследствие невозможности полной тепло­вой изоляции газового потока от окружающей среды.

Кроме процессов (12.3) - (12.5) в теории компрессоров рассматривают процесс изоэнтропный, характеризующий­ся постоянством энтропии в результате отсутствия тепло­обмена с окружающей средой и внутреннего тепловыделе­ния, обусловленного газовым трением в потоке. В реаль­ных компрессорах, очевидно, изоэнтропный процесс невоз­можен.

Диаграммы ST и pv. Указанные процессы удобно изображать графически в координатах S, T (рис. 12.5.).



Рис. 12.5. S, T - диаграммы компрессорных процессов,

описываемых формулами (12.3) – (12.5).
Здесь представлены основные виды компрессорных процессов: политропный n < k, свойственный компрессорам с интенсивным водяным охлаждением (рис. 12.5, а);

политропный n > k, типичный для лопастных (центробежных и осевых) компрессоров (рис. 12.5, б);

изоэнтропный с S = const (рис.12.5, в);

изотермический с T = const (рис. 12.5, г).

Процессы на рис. 12.5, в и г в компрессорах неосущест­вимы, первый - потому что образование теплоты за счет внутреннего газового трения проявляется весьма существенно, второй - по причине невозможности выполнить конструкцию охлаждающей системы компрессора так, что­бы она обеспечивала сжатие газа при постоянной темпера­туре. Как будет показано ниже, эти два процесса исполь­зуются для оценки энергетической эффективности компрес­соров.

Отметим свойства термодинамических диаграмм комп­рессорных процессов, показанных на рис. 12.5.

Процесс сжатия во всех случаях представляется ли­ниями 1-2. В случаях на рис. 12.5, а и б сжатие (повыше­ние давления) сопровождается изменением энтропии и повышением температуры газа. При этом увеличивается эн­тальпия газа.

В политропном компрессорном процессе при n < k ли­ния 1-2 представляет собой процесс сжатия, протекающий в рабочей полости (цилиндре, каналах колеса и корпуса) компрессоров; линия 2-3 - процесс изобарного охлажде­ния сжатого газа, уходящего из компрессора. Этот процесс протекает в охладителе компрессора и трубопроводной сети.

Соответственно закону сохранения энергии работа, за­трачиваемая компрессором на сжатие и выталкивание газа (без учета механических потерь), представляется сум­мой теплот, отводимых от газа в процессах сжатия и изо­барного охлаждения.

Воспользуемся основным определением энтропии в эле­ментарном тепловом процессе:

.

Для процессов 1-2 и 2-3

; .

Подынтегральные произведения являются элементар­ными площадями процессов сжатия и охлаждения, изобра­женных в ST - диаграмме. Следовательно, количество энергии в тепловых единицах, подводимое к газу для осущест­вления компрессорного процесса, представляется суммой площадей диаграммы 1-2-5-6 и 2-3-4-5.

При сжатии газа по политропе с показателем n > k (рис. 12.5), что характерно для компрессоров с воздушным или неинтенсивным водяным охлаждением, площадь 1-2-6-5 под политропой 1-2 процесса сжатия представляет собой количество теплоты, образующейся в потоке вследст­вие газового трения и вихреобразования.

Энергия, подводимая к компрессору, расходуется на проведение компрессорного процесса (сжатие и проталки­вание) и работу газового трения в проточной полости. Ра­бота компрессорного процесса представляется площадью 1-2-3-4-5. Следовательно, полная энергия, расходуемая компрессором (без энергии, идущей на покрытие механи­ческих и объемных потерь), выражается площадью 2-3-4-6.

Если бы процесс в компрессоре протекал по изоэнтропе 1-2', то полная затрата энергии была бы равна площади 1-2'-3-4-5, т. е. была бы меньше на размер площади 1-2'-2-6-5. Следовательно, увеличение энергии, расходуе­мой компрессором, при переходе от изоэнтропного процес­са к реальному политропному с n > k сопровождается увеличением потребления энергии, равным площади 2'-2-6-5-1. Очевидно, площадь 1-2'-2 представляет собой энергию, за­трачиваемую дополнительно на сжатие и проталкивание объема, появляющегося в ре­зультате нагрева газа в про­цессе трения и вихреобразования.

Изложенные соображения применимы и к рассмотрению S, T - диаграмм изоэнтропного и изотермического процессов (рис. 12.5, в и г).

Наименьшее количество энергии затрачивается в ком­прессорном процессе с изотер­мическим сжатием (рис. 12.5, г). Эта энергия представ­ляется площадью 1-2-4-5.



Рис. 12.6. - диаграммы компрессорных процессов,

описываемых формулами (12.3) – (12.5)
В некоторых случаях удоб­но изображать компрессорные процессы на р, - диаграмме (рис. 12.6). Здесь сплош­ной линией 1-2 показан процесс при политропном сжатии с n < k, протекающий в проточной полости компрессора. Процесс охлаждения 2-3 теоретически проходит по изобаре р2 = const, в действительных условиях несколько отклоняет­ся от изобары.

Изотермическое сжатие изображается штриховой лини­ей 1-2", изоэнтропное - 1-2', адиабатное при n > k - лини­ей 1-2"'.

Уравнения работы компрессорных процессов. Поскольку компрессоры, как и насосы, служат для перемеще­ния текущих тел, к ним формально применимы понятия, используемые в качестве технических показателей насосов: удель­ная полезная работа или напор, полезная мощность, к. п. д.

Действительно, выражение работы, переданной потоку газа рабочими органами компрессора, полученное из баланса работ в проточной машине, выглядит так же, как для насосов:



отличаясь тем, что работа изменения давления (-W1 -2) опре­делена не по разности конечного и начального давлений V2 – р1), а интегралом.

Переходя к удельным величинам, отделяя потери и пренебрегая вследствие малости слагаемым g (z2 - z1), получим выражения удельной полезной работы и напора:

;

,

где - удельный объём ( = V / m); = 1 / ?.

Понятие «давление» в том смысле, которое оно имеет для насосов, для компрессоров не существует, так как V и ? - переменные.

Поэтому определения l и H – формальные. Дело в том, что для вычисления интеграла главной части полезной работы (работы изменения давления ) необходимо проследить за всеми особенностями сложного процесса сжатия газа в компрессоре. Сложность в том, что, во-первых, зависимость V = f (p) в интеграле работы определяется условиями теплообмена (его направлением и интенсивностью), которые, в свою очередь, зависят от системы охлаждения машины, и, кроме того, изменяются с температурой сжимаемого газа на его пути от всасывающего до нагнетательного патрубка. Во-вторых, газовый поток неоднороден в том смысле, что состояние газа в различных частях потока изменяется по-разному. Некоторая часть потока газа (перетекания или остатки газа в компрессорной камере) имеет параметры, отличающиеся от параметров основной части потока. Определение средних параметров неоднородного потока сопряжено с большими трудностями.

Вследствие этого понятие полезной работы и производные его (т. е. l, H, p, Nп) как количественные показатели действия компрессора практического значения не имеют. Их функции (выражать нагрузку на машину и определять к. п. д.) выполняют другие величины.

На графике характеристики компрессора указывают непосредственно конечное p2 и начальное давления p1 (средние их значения) или с т е п е н ь п о в ы ш е н и я д а в л е н и я ? = p2 / p1.

Удельная работа l, затрачиваемая в компрессорном процессе при сжатии и выталкивании 1 кг массы газа, выражается площадью р, - диаграммы, ограниченной изобарами начального р1 и ко­нечного p2 давлений, политропой сжатия и осью ординат (рис. 12.б).

Для процесса с n < k

.

Из уравнения политропного сжатия имеем и, следовательно,

.

После интегрирования и алгебраических преобразований получается

. (12.6)

Связь между давлениями и температурами в политропных процессах определяется соотношением

. (12.7)

Поэтому

. (12.8)

Присоединив к формуле (12.8) уравнение состояния, записанное для начальных параметров, , получим

. (12.9)

Уравнения политропного и изоэнтропного процессов (12.3) и (12.4) совершенно идентичны и разнятся только значением показателей. Поэтому для изоэнтропного компрессорного процесса можно записать следующие соотношения:

; (12.10)

; (12.11)

; (12.12)

. (12.13)

Последние с помощью известных соотношений и легко преобразуется в уравнение

, (12.14)

выражающее работу изоэнтропного компрессорного процесса через начальную и конечную энтальпии сжимаемого газа.

Для изотермического компрессорного процесса из - диаграммы имеем

.

Имея в виду, что , получаем

,

или

. (12.15)

Приведенные соотношения (12.6) - (12.15) позволяют определять затраты энергии на проведение компрессорного процесса, но не дают открытого ответа на вопрос о распределении израсходованной энергии на изменение отдельных параметров процесса.

Последнее может быть выполнено использованием ус­ловия сохранения энергии: энергия, расходуемая в комп­рессорном процессе, идет на изменение энтальпии и кинетической энергии газа и покрытие потерь в окружающую среду. Это условие можно записать в самом общем виде как уравнение баланса энергии компрессорного процесса

, (12.16)

или

. (12.17)

В теории и расчетах компрессорных процессов принято использовать параметры торможения. Напомним сущность этого понятия.

Если изоэнтропный газовый поток с температурой Т и скоростью c полностью затормаживается, то его кинетическая энергия превращается в теплоту и температура газа повышается до Т*, называемой температурой торможения. Очевидно, соотношение баланса энергии

;

. (12.18)

Следовательно, в соответствии с (12.17) удельная энергия изоэнтропного процесса может быть выражена через температуры торможения:

. (12.19)

Давления и температуры в изоэнтропных процессах связаны соотношением (12.11). Поэтому параметр давления торможения может быть определён из этого уравнения:

. (12.20)

Подача компрессора. Расход газа на входе в компрессор и выходе из него различен не только по объёму, что обусловлено сжатием перекачиваемого газа, но и по массе. Последнее объясняется:

а) негерметичностью машины (внешние утечки и подсасывание воздуха из атмосферы через уплотнения вала и (или) штока);

б) выпадением из поступающего газа различных жидкостей (воды, смазочного масла, газового конденсата);

в) неполным отделением впрыскиваемой (для охлаждения, уплотнения зазоров смазки) жидкости.

Поэтому различают следующие величины:

1. О б ъ ё м н ы й р а с х о д г а з а н а в х о д е в к о м п р е с с о р . Соответствующий массовый расход , где ?н - начальная плотность газа.

2. М а с с о в а я п о д а ч а к о м п р е с с о р а - массовый расход газа в контрольном сечении на выходе из компрессора. При измерении объёмного расхода газа в том же сечении массовая подача определяется по формуле , где ?к - конечная плотность газа.

3. О б ъ ё м н а я п о д а ч а с у х о г о г а з а - объёмный расход на выходе, пересчитанный на условия состояния газа, соответствующие стандарту.1
________________

1 По ГОСТ 2939 – 63: 20°C, 760 мм рт. ст., относительная влажность = 0.

Черта над символами здесь и ниже означает расход (в отличие от объёма или массы – без ……черты).

Объёмный расход зависит от размеров компрессора, частоты циклов действия и режима работы, в меньшей степени - от состава и температуры всасываемого газа. В отличие от , массовый расход зависит также от плотности поступающего газа, вследствие чего значение привязано к определённым начальным условиям (см. примечание 1 на предыдущей странице).
§ 12.3. МОЩНОСТЬ И КПД КОМПРЕССОРА

Мощность и КПД компрессора. Мощность компрессора:

, (12.21)

где ? – плотность газа, поступающего в компрессор, кг / м3; - объёмная подача компрессора, м3 / с; l – удельная работа компрессорного процесса, Дж / кг; ?о - объёмный коэффициент, учитывающий потери объёма газа вследствие перетекания через зазоры уплотнений компрессора; ?м - механический КПД компрессора, учитывающий расход энергии на преодоление механического трения и привод вспомогательных механизмов (масляных насосов, вентиляторов и насосов системы охлаждения, если они приводятся от вала компрессора).

Числовые значения ?о и ?м для компрессоров различных типов приведены в соответствующих разделах учебного пособия.

Что касается КПД, то вместо истинного его значения используется значение, получаемое при замене реального рабочего процесса схематизированным. Принимают, что процесс сжатия происходит по политропе с постоянным показателем n:

,

считая, что газовый поток однородный.

Удельная работа изменения давления при таком процессе

.

Используя понятие «характеристика сжатия»

, (12.22)

получим следующие варианты предыдущей формулы:

. (12.23)

Вспомогательную функцию двух аргументов

, (12.24)

можно определить по графику (рис. 12.7).


Рис. 12.7. График вспомогательной функции y (?, n)
Показатель политропы n выбирают применительно к реальному процессу.

Если процесс близок к адиабатическому, принимают n = k, где k – показатель адиабаты (для идеального газа), определяемый по составу газа.

Из формулы (12.23) и формулы для определения l вытекают выражения адиабатической удельной работы, адиабатической мощности и внутреннего адиабатического КПД:

; ; .

Здесь Nк - внутренняя мощность компрессора. Как и для насоса, это – мощность взаимодействия рабочих органов с потоком текучей среды, в данном случае – газа.

Заметим, что для учёта влияния на КПД внешних утечек с массовым расходом адиабатическая мощность подсчитывается по «полезной» части массового расхода на входе в компрессор:

.

Если пренебречь изменением кинетической энергии газа, то формулу адиабатической мощности можно представить так:

,

где .

Аналогичные выражения получают для изотермического процесса сжатия, который служит эталоном для такого реального процесса, в котором текущая температура газа мало отличается от начальной.

При n = 1 (изотерма идеального газа) выражение (12.24) приводит к неопределённости. Используя условие для вычисления интеграла w1-2, видим, что yиз = ln ?. Изотермическая мощность и внутренний изотермический КПД:

; .

Подобным же образом для других числовых значений n формулируются понятия политропической мощности и внутреннего политропического КПД:

; .

Приведенные формулы можно использовать:

  1. при испытании действующего компрессора с целью построения графика его характеристики;

  2. для определения потребной мощности проектируемой компрессорной установки.

В первом случае измеряют расход газа и мощность компрессора, а затем вычисляют тот или другой КПД. Об определении значения n для внутреннего политропического КПД говорится далее. Относительный КПД1 в данном случае является, как и внутренний КПД насоса, показателем режима, а при сравнении однотипных машин – также критерием эффективности затраты энергии на сжатие газа в одинаковых условиях.
____________

1 Собирательный термин для величин ?ад.в, ?из.в, ?пол.в.

Чем ближе реальный процесс к выбранному эталонному, тем меньше относительный КПД отличается от внутреннего КПД.

Во втором случае внутреннюю мощность можно вычислить так:



Вариант формулы выбирают в зависимости от того, какой КПД известен по статистическим данным испытаний компрессоров данного типа. Здесь относительный КПД выполняет другую роль: он служит коэффициентом мощности, т. е. поправкой, позволяющей перейти от теоретической мощности Nад (или Nиз, или Nпол), рассчитываемой по условиям перекачивания газа, к реальной внутренней мощности компрессора.

М о щ н о с т ь к о м п р е с с о р а – сумма внутренней мощности и мощности механического трения (потери мощности в частях машины, изолированных от потока газа): N = Nк + Nм.

М е х а н и ч е с к и й КПД .

И з о т е р м и ч е с к и й КПД .

Аналогичные определения – для адиабатического и политропического КПД.

М о щ н о с т ь н а в а л у к о м п р е с с о р а , где Nвсп - мощность вспомогательных механизмов (масляного насоса, вентилятора и др.).

Совершенство компрессорного процесса оценивают при помощи относительных термодинамических КПД – изотермического ?из и изоэнтропного ?а.

Если действительный политропный процесс протекает в компрессоре с показателем n при удельной энергии l, то изотермический и изоэнтропный КПД

; (12.25)

. (12.26)

Здесь lиз и lа - удельные работы изотермического и изоэнтропного процессов, определяемые формулами (12.13) и (12.15).

Изотермический КПД ?из применяют для оценки компрессоров с интенсивно действующим водяным охлаждением (поршневых и роторных). Для этих компрессоров изотермический процесс, обладающий наименьшей удельной энергией, является эталонным.

Компрессоры с неинтенсивным охлаждением (центробежные и осевые) оцениваются при помощи изоэнтропного КПД ?а. Это объясняется тем, что для компрессоров этого типа изоэнтропный процесс является эталонным, наиболее совершенным.

Значения ?из и ?а для компрессоров различных типов приведены далее.

Установим основные, важные в расчётной практике соотношения, связывающие относительный изоэнтропный КПД с термодинамическими параметрами торможения процесса.

Из формул (12.1) и (12.10) следует

.

Действительный процесс является политропным, и для него формулу (12.17) можно записать в параметрах торможения при условии q = 0 так:

. (12.27)

Из этих соотношений следует

. (12.28)

Формула для расчёта относительного изотермического КПД для оценки объёмных одноступенчатых компрессоров с интенсивным охлаждением получается из (12.15) и (12.25):

. (12.29)

Расчёт с использованием параметров торможения здесь не имеет смысла, потому что в начале и конце процесса сжатия скорости газового потока незначительны.
§ 12.4. ОХЛАЖДЕНИЕ. СТУПЕНЧАТОЕ СЖАТИЕ

Давления, создаваемые компрессорами, работающими в технологических схемах производств, достигают больших значений. Однако получение высокого давления в одной ступени компрессора (в одном компрессорном процессе) затруднительно. Причиной этого в объемных компрессорах (поршневых и роторных) является чрезмерное повышение температуры в конце сжатия, обусловленное невозможно­стью создания конструкции компрессора с достаточно ин­тенсивным отводом теплоты от сжимаемого газа. В комп­рессорах лопастных (центробежных и осевых) причина кроется в недопустимости таких скоростей рабочих лопас­тей, выполненных из материала с определенной прочно­стью, которые обеспечили бы требуемое высокое давление при достаточно высоком КПД процесса. Поэтому следует, во-первых, применять возможно более интенсивное охлаждение газа в процессе сжатия его и, во-вторых, произво­дить сжатие в последовательно соединенных ступенях, осуществляя понижение температуры газа в охладителях, включенных в поток между ступенями.

Общая схема компрессора со ступенчатым сжатием представлена на рис. 12.8.

Применение ступенчатого сжатия с охлаждением газа в охладителях между ступенями дает большую экономию в энергии, расходуемой на привод компрессора. Это отчет­ливо видно на S, Т- и р, -диаграммах двухступенчатого компрессора (рис. 12.9).

Если сжатие производить в одной ступени, то линия сжатия изобразится политропой 1'-2 с показателем n > k. При сжатии для того же интервала давлений в двух сту­пенях процесс изобразится ломаной линией 1'-2'-1"-2", состоящей из двух политроп 1-2' и 1"-2" и изобары 2'-1", представляющей собой охлаждение в промежуточном охладителе при давлении рпр = const. В обеих диаграммах экономия энергии от сжатия в двух ступенях с промежу­точным охлаждением выражается заштрихованными пло­щадками 1"-2'-2-2".



Рис. 12,8. Схема компрессора со сту­пенчатым сжатием:

1 - охладители I и II ступеней; 2 - ко­нечный охладитель; ….. 3, 4, 5 - охладители соответственно I, II и III ступени
В современных компрессорах применяют:

1) охлаждение компрессора подачей воды в специально выполненные полости в отливке корпуса (внутреннее охла­ждение). Этот способ существенно улучшает условия смаз­ки поршневых компрессоров. Добиться этим способом су­щественной экономии энергии, приближая процесс сжатия к изотермическому, не удается. Причина этого - затруд­ненные условия теплообмена между потоками газа и охлаждающей водой;


Рис. 12.9. S, Т и р, - диаграммы двухступенчатого компрессора:

1'-2' - политропное сжатие в первой ступени; 2'-1" - изобарное …. охлаждение в промежуточном охладителе; 1"-2" - сжатие до …. …………………….. конечного давления во второй ступени. Площадь 1"-2'-2-2" - ……………………… экономия энергии от применения двухступенчатого сжатия ……………………… с промежуточным охлаждением
2) охлаждение газа в охладителях, устанавливаемых между отдельными ступенями (выносное охлаждение). При этом способе охлаждения, используя трубчатые охладители с большой площадью поверхности, можно получить существенную экономию в расходе энергии. В центробеж­ных компрессорах охладители располагают обычно между группами ступеней, получая, таким образам, более простую конструкцию установки. Известны уникальные конструкции компрессоров с охладителями после каждой центробежной ступени. Такие компрессоры называют изотермическими. Они экономичны в эксплуатации, но конструктивно сложны и стоимость их велика;

3) комбинированное (внутреннее и выносное) охлаждение. Этот способ наиболее эффективен и широко применяется, несмотря на конструктивное усложнение и увеличение стоимости установки;

4) охлаждение впрыском охлаждающей воды в поток газа перед первой ступенью компрессора. При этом способе теплота газа частично расходуется на испарение охлаждающей воды и температура конца сжатия существенно понижается. Недостатком способа является увлажнение газа, что во многих случаях недопустимо.

Количество ступеней. Промежуточное давление

Самым выгодным компрессорным процессом, обуслов­ливающим наименьший расход энергии на привод, является изотермический процесс (см. рис. 10.5).

По указанным ранее причинам такой процесс практи­чески неосуществим. Приближение к изотермическому про­цессу при заданном общем повышении давления компрес­сора возможно путем увеличения количества ступеней компрессора при выносном охлаждении и, следовательно, уменьшения степени повышения давления одной ступени. При этом уменьшается мощность привода, но усложняется конструкция компрессорной установки и увеличивается ее стоимость.

В компрессоростроении выработаны нормативы по оп­ределению необходимого числа ступеней: для поршневых и роторных компрессоров - в зависимости от температуры вспышки паров смазочного масла, для лопастных - в зави­симости от допустимых, по условиям прочности, окружных скоростей концов лопастей и минимума потерь энергии в проточной полости машины.

Рассмотрим вопрос о распределении работы по ступеням компрессора и вычислении промежуточного давления. Из термодинамических диаграмм ступенчатого сжатия видно, что промежуточное давление влияет на распределение за­трат работы между ступенями компрессора.

Если полная степень повышения давления компрессора и число ступеней z заданы, то минимум затрат энергии достигается при вполне определенном соотношении энергий отдельных ступеней.

Определение условий минимума энергии, затрачиваемой в компрессорном процессе, может быть произведено с помощью известного математического метода отыскания минимума функции.

Если пренебречь незначительными газовыми сопротивле­ниями охладителей и полагать, что относительные термо­динамические КПД ступеней сжатия одинаковы, то можно, пользуясь указанным приемом, обнаружить, что минимум затрат энергии обеспечивается равенством энергий отдель­ных ступеней процесса

,

где l – полная удельная работа многоступенчатого компрессора;

z – число ступеней компрессора.

Полагая, что охлаждение в промежуточных охладителях проводится до начальной температуры компрессорного процесса и показатели политроп сжатия в отдельных ступенях одинаковы, можем записать

;

,

где n = const для всех ступеней.

Следовательно, для отдельных ступеней

; ; ; …

Поэтому

, (12.30)

где ? – степень повышения давления одной ступени.

Минимум затрат энергии в ступенчатом компрессорном процессе имеет место при равенстве ступеней повышения давления во всех ступенях.

Очевидны соотношения

(12.31)

Отсюда следует, что оптимальная степень повышения давления ступени компрессора

, (12.32)

где pк – конечное давление (за последней ступенью компрессора);

?к – степень повышения давления компрессора в целом;

z – число ступеней компрессора.

При определенной степени повышения давления ступени промежуточные давления определяются формулами (12.31).

В практике компрессоростроения обычно отступают от принципа равномерного распределения затраты энергии по ступеням и относят на ступени высокого давления несколь­ко меньшие степени повышения давления.

В лопастных компрессорах ступень сжатия состоит из совокупности венцов рабочих и направляющих лопастей и число ступеней может быть большим (до 40). В этом случае ступени разбивают на группы (секции) и холодиль­ники ставят между секциями. В пределах группы ступени не охлаждают.

В объемных компрессорах ступень давления состоит из замкнутого герметичного корпуса, в котором перемещается рабочее тело (поршень, двигающийся в цилиндре поршне­вого компрессора), камер всасывания и нагнетания.

Число ступеней современных компрессоров раз­личных конструкций указано далее.

  1   2   3   4   5   6   7


Кривенков С.В, Чернобыльский А.Г
Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации