Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Лекции - Теория, расчет и конструирование компрессорных машин динамического действия - файл 10_Методы регулирования ТК.doc


Загрузка...
Лекции - Теория, расчет и конструирование компрессорных машин динамического действия
скачать (6312.1 kb.)

Доступные файлы (22):

0_введение.doc37kb.29.01.2007 16:23скачать
0_обложка.doc667kb.26.01.2007 04:00скачать
10_Методы регулирования ТК.doc887kb.29.01.2007 22:01скачать
11_Нестационарные процессы.doc794kb.29.01.2007 23:48скачать
12_Проектирование.doc3407kb.30.01.2007 00:19скачать
13_роторы.doc702kb.30.01.2007 00:31скачать
14_Многоступенчатые компрессоры.doc1958kb.30.01.2007 00:42скачать
15_Уплотнения ТК.doc863kb.30.01.2007 16:13скачать
16_Технология.doc741kb.30.01.2007 01:30скачать
17_эксплуатация ТК.doc242kb.30.01.2007 01:32скачать
1_Классификация и принцип действия.doc251kb.29.01.2007 16:37скачать
2_Термодинамические основы.doc936kb.22.02.2007 19:03скачать
3_Газодинамические основы.doc1762kb.30.01.2007 16:35скачать
4_Физические явления.doc837kb.29.01.2007 17:25скачать
5_Безразмерные газодинамические параметры.doc861kb.11.05.2007 18:57скачать
6_Кинематические схемы ступеней КМДД.doc501kb.29.01.2007 18:19скачать
7_Пространственое течение.doc1865kb.05.07.2007 11:49скачать
8_Характеристики ТК.doc966kb.29.01.2007 21:36скачать
9_Работа компрессоров на сеть.doc631kb.29.01.2007 21:51скачать
Библиографический список.doc43kb.30.01.2007 04:36скачать
Литература.doc46kb.19.06.2004 02:22скачать
Оглавление.doc153kb.30.01.2007 04:29скачать

10_Методы регулирования ТК.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...
10. Методы регулирования работы компрессорных машин динамического действия
В течение срока эксплуатации турбокомпрессор работает на расчетном режиме, соответствующим максимуму КПД, как правило, менее 50% времени, поэтому вопросы регулирования компрессора и его экономичность имеют важное значение.

Методами регулирования работы КМДД называют способы изменения газодинамических характеристик компрессора или сети с целью обеспечения необходимых потребителю параметров газа.

Поэтому все методы регулирования условно делятся на два вида: регулирование изменением газодинамических характеристик компрессора и регулирование за счет изменения характеристики сети.
^ 10.1. Регулирование изменением характеристик сети
Характеристика сети может быть изменена введением в нее добавочного сопротивления (дроссельного устройства перед или за компрессором) или включением параллельно основной сети добавочного перепускного (байпасного) трубопровода, обеспечивающего снижение сопротивления сети за счет понижения скоростей на основном участке сети и уменьшения расхода газа через него. Сопротивление сети может быть изменено за счет изменения количества теплоты, подводимой к газу или отводимой от него в сети. Например, сопротивление сети, на которую работает компрессор холодильной машины, увеличивается при уменьшении количества воды, подаваемой на конденсатор.
^ 10.1.1. Дросселирование на нагнетании
Рассмотрим компрессор, работающий на сеть с малым сопротивлением, имеющую характеристику, пересекающую характеристику компрессора в точке А (рис. 10.1). Производительность компрессора в этом случае равна QА, а конечное давление – РА. Требуется получить меньшую производительность, например QВ.

Прикрывая задвижку, установленную в нагнетательном патрубке компрессора (рис. 10.1 а), характеристика компрессора не изменяется, а меняется характеристика сети в результате закрытия дроссельного вентиля. При этом конечное давление на выходе из компрессора РС превышает давление в сети РВ на величину потерь в дроссельном устройстве (РСВ).

Способ является крайне неэкономичным, поскольку удельная работа, затрачиваемая на сжатие газа, возрастает с уменьшением производительности. Это относится к ступеням, имеющим колеса с βл2<90°. Напротив, для колес с βл2>90° происходит уменьшение внутреннего напора Hi.
а) б)

Рис. 10.1. Дросселирование на нагнетании: а) схема; б) изменение режима работы: точка А – исходный режим; точка В – требуемый режим;

(РС - РВ) – потери давления в дросселе

^ 10.1.2. Дросселирование на всасывании
Дроссельный вентиль, расположенный во всасывающем патрубке компрессора (рис. 10.2а) и перемещаемый в различные положения на угол α, вызывает снижение давления и плотности газа (Р'н<Рн и ρ'н<ρн). Характеристики начального давления показаны на рис. 10.2б.

Начальное давление за дросселем выражается уравнением

,

где ζ – величина, постоянная для данного угла поворота заслонки α.

Поскольку процесс дросселирования является изоэнтальпийным, для идеального газа температура газа при течении через дроссель не меняется
(Т'н = Тн).

Из уравнений состояния в случае открытой заслонки и прикрытой заслонки следует соотношение:

.

Учитывая, что U´2=U2 (при nоб=idem), будет выполняться условие динамического подобия:

,

для соблюдения условия кинематического подобия должно выполняться равенство Q´=Q, т.е. объемная производительность по условиям всасывания, определяемая геометрией рабочего колеса и числом оборотов, остается постоянной.

При этом изменяется массовая производительность

. (10.1)

Для подобных режимов отношение давлений в случае открытой заслонки и прикрытой заслонки не меняется

. (10.2)

Применив условие (10.1) к характеристике компрессора (рис. 10.2в), находим, что исходная точка А и точка А´, определяющая режим работы после прикрытия заслонки, лежат на одной прямой, выходящей из начала координат.



Рис. 10.2. Дросселирование на всасывании: а) схема; б) характеристика дроссельного устройства; в) изменение режима работы: точка А – исходный режим; точка А´ – требуемый режим; ______ - открытый дроссель; -------- - закрытый частично дроссель

Поскольку режимы работы при полностью открытом дросселе и частично закрытом являются подобными, то безразмерные газодинамические характеристики компрессора остаются неизменными, однако размерные характеристики изменяются вследствие изменения начальных параметров газа (Р´н, ρ´н).

Так как , то и , т.е. при регулировании дросселированием на всасывании удельная работа, затрачиваемая на сжатие газа, остается постоянной.

Такой способ более экономичен, чем дросселирование на нагнетании, особенно для рабочих колес с . Для экономичность работы компрессора при дросселировании на всасывании и нагнетании практически одинакова [11].
^ 10.1.3. Регулирование перепуском газа на всасывание (байпасирование)
При перепуске части сжатого газа из нагнетательного патрубка во всасывающий через байпасный вентиль (рис. 10.3а) или сбросе части сжатого воздуха в атмосферу (сброс необходимо производить через глушитель шума) рабочая точка А на характеристике компрессора не изменяет своего положения (рис. 10.3б).



а) б)

Рис. 10.3. Регулирование перепуском газа на всасывание: а) схема;
б) газодинамические характеристики
При перепуске газа разница между производительностью компрессора и расходом через сеть () циркулирует в проточной части компрессора с подводом бесполезной энергии. Кроме того, повышение температуры газа на всасывании Тн, вызванное добавлением нагретого газа с нагнетания еще больше повышает удельную работу и мощность, затрачиваемую на сжатие:

.

Во избежание этого на байпасной линии монтируют дополнительный газоохладитель (рис. 10.4а).

Данный способ по экономичности уступает даже дросселированию на нагнетании и применяется только в тех случаях, когда другой способ использовать невозможно. Главным преимуществом этого метода является глубокое регулирование (вплоть до нулевого расхода через сеть), не приводящее к потере устойчивости компрессора. Применяется в системах антипомпажной защиты и системах пуска турбокомпрессоров при нагруженной нагнетательной магистрали.

Для повышения экономичности этого способа можно срабатывать избыток газа на турбине, установленной на валу компрессора (рис. 10.4б). Однако при работе без перепуска общий КПД агрегата понижается вследствие потерь в турбине при работе ее на холостом ходу.
а) б)

Рис. 10.4. Повышение эффективности перепуска: а) схема с газоохладителем; б) схема с турбиной

^ 10.2. Регулирование изменением характеристик компрессора
10.2.1. Регулирование изменением частоты вращения
Изменение газодинамических характеристик компрессора за счет увеличения или уменьшения окружных скоростей рабочих колес реализуется за счет использования привода с переменной частотой вращения, а именно паровой или газовой турбины, электродвигателя постоянного тока, электродвигателя переменного тока с частотным преобразователем.

Рассмотрим случай (рис. 10.5), когда при изменении давления в системе турбокомпрессор должен обеспечивать постоянную производительность (). При снижении давления от РА до РВ, производительность увеличивается от QА до QВ при частоте вращения nоб. Изменяя частоту вращения до 0,9nоб, рабочая точка переместится в точку В'. Если давление увеличивается от РА до РС, производительность уменьшается от QА до QС. Для обеспечения необходимо повысить частоту вращения до
1,05 nоб. Рабочая точка в этом случае определяется точкой ^ С'.

Рассмотрим теперь случай, когда необходимо поддерживать постоянным конечное давление (Рк=const) при изменении производительности. Например, при увеличении расхода от QА до QВ, следует увеличивать частоту вращения до 1,1 nоб. Рабочий режим теперь определяется точкой F.

Этот способ является самым экономичным, т.к. коэффициент полезного действия сравнительно мало меняется при изменении частоты вращения и всегда можно подобрать частоту вращения, при которой КПД будет лежать вблизи оптимума.

а) б)

Рис. 10.5. Характеристики компрессора при переменной частоте вращения: а) конечного давления; б) коэффициента полезного действия

Построение газодинамических характеристик при различных частотах вращения ротора производится либо на основании опытных данных, либо при невысоких числах МU пересчетом характеристики соответствующей номинальной частоте вращения на другие частоты по формулам

;

;

;

;

.

Максимальная частота вращения определяется условиями прочности роторных деталей и возможностями привода.

^ 10.2.2. Регулирование поворотом лопаток входного регулирующего аппарата
Регулирование поворотом лопаток входного регулирующего аппарата (ВРА) заключается в изменении теоретической работы сжатия () за счет придания потоку на входе в рабочее колесо положительной или отрицательной закрутки. Закрутка потока в сторону вращения колеса (θ>0; С'u1>0) приводит к уменьшению напора (h'Т<hТ), а закрутка в противоположную вращению сторону (θ<0; С''u1<0) – увеличению напора (h''Т>hТ).

Изменение теоретической работы влечет за собой изменение полезной работы сжатия и отношения давлений в ступени, т.к. . Например, если , то и .

Конструктивно, входные регулирующие аппараты могут быть осевыми (рис. 10.6 а) или радиальными (рис. 10.6 б). Первые удобно размещать в первых ступенях, последние – в промежуточных и концевых.

Рис. 10.6. Регулирование поворотом лопаток ВРА: а) осевой ВРА;
б) радиальный ВРА; в) лопаточные решетки ВРА и колеса

а) б)

Рис. 10.7. Треугольники скоростей при различной закрутке потока перед колесом: а) при постоянной объемной производительности; б) при постоянном угле потока перед лопатками βл1

Поворот лопаток ВРА может изменять треугольники скоростей перед входом в колесо двумя способами (рис. 10.7).

При неизменном направлении потока перед лопатками (рис. 10.7 а), производительность ступени в случае положительной закрутки уменьшается (С'z1<Сz1), а при отрицательной закрутке – увеличивается (С''z1>Сz1). Рост производительности при С''U1<0 приводит к возрастанию относительной скорости (чисел Маха МW1) и потерь, что снижает КПД. Поэтому работа ступени при больших отрицательных закрутках (θ>-30°) нецелесообразна.

При неизменной объемной производительности (рис. 10.7б) положительная закрутка приводит к уменьшению относительной скорости (W'1<W1) и увеличению угла потока (β'1>β1), отрицательная закрутка – к увеличению относительной скорости (W''1>W1) и уменьшению угла потока (β''1<β1). Однако в этом случае изменение относительных скоростей невелико что мало отражается на КПД.

Применение ВРА в каждой ступени многоступенчатого компрессора позволяет обеспечить изменение Q и πк на требуемую величину при повороте лопаток ВРА каждой ступени на меньший угол, чем при установке ВРА только перед первым колесом. За счет этого КПД проточной части оказывается более высоким [11].

При небольшой глубине регулирования (θ<±30°) экономичность данного способа почти такая же, как и в случае регулирования частотой вращения ротора. При большей глубине регулирования эффективность применения ВРА примерно соответствует дросселированию на всасывании. Недостатком способа является усложнение конструкции машины, особенно при размещении ВРА перед каждой ступенью и необходимость преодоления значительных усилий при повороте лопаток в газах с повышенной плотностью.

Изменение характеристик турбокомпрессора при изменении угла поворота лопаток ВРА θ аналогично случаю регулирования изменением частоты вращения (рис. 10.8). Отличительной особенностью является иной характер изменения границы помпажа.




Рис. 10.8. Изменение характеристик при повороте лопаток ВРА



^ 10.2.3. Регулирование поворотом лопаток лопаточного диффузора
Поворот лопаток лопаточного диффузора применяется не столько для изменения производительности, сколько для повышения эффективности работы на нерасчетных режимах. Газодинамические параметры компрессора, а именно внутренняя мощность, удельная работа сжатия, КПД при повороте лопаток ЛД практически не изменяются, происходит смещение характеристик в область больших (увеличение αл3) или меньших (уменьшение αл3) производительностей.

Конструктивная схема этого способа регулирования показана на рис. 10.9.



Рис. 10.9. Схема регулирования поворотом лопаток лопаточного диффузора


Пусть, например, на расчетном режиме при Q=Qрасч угол установки лопаток ЛД примерно равен углу выхода потока из РК в абсолютном движении: (). На режиме пониженной производительности Q<Qрасч поток выходит из РК под меньшим углом что при неизменном угле установки лопаток ЛД приведет к увеличению углов атаки , следствием чего является срыв потока с лопаток и снижение КПД. Поворотом лопаток ЛД можно добиться .

Поворот лопаток лопаточного диффузора позволяет получить более пологие характеристики, что обеспечивает приемлемую экономичность работы ступени на нерасчетных режимах (рис. 10.10).


Рис. 10.10. Примерный вид газодинамических характеристик компрессора при различных положениях лопаток диффузора

Наибольшего изменения характеристик ступени за счет поворота лопаток диффузора можно достигнуть при больших углах βл2. Ступени с малыми углами βл2 наименее чувствительны к изменению положения диффузорных лопаток [11].

Оценить изменение производительности (критической или соответствующей максимуму КПД) можно по зависимости

.

В многоступенчатых компрессорах поворот диффузорных лопаток необходимо выполнять во всех ступенях, иначе на малых расходах, в ступенях с неповернутыми лопатками, может возникнуть помпаж.

В осевых компрессорах также используется поворот лопаток ВНА и ПНА.
^ 10.3. Автоматическое регулирование турбокомпрессоров
Все перечисленные выше способы регулирования работы компрессорных машин динамического действия реализуются посредством систем автоматического управления, обеспечивающих поддержание требуемых параметров без участия обслуживающего персонала.

Все устройства автоматического регулирования содержат следующие основные элементы:

  1. регулирующий орган, состоящий из сервомотора и регулирующего элемента (клапан, задвижка, механический поворот лопаток);

  2. командный орган (регулятор), воспринимающий измеряемый параметр
    (Рк, Q), сопоставляющий его с заданной величиной и воздействующий на регулирующий орган.

Рассмотрим принципиальные схемы автоматического поддержания заданного давления и производительности компрессора.
^ 10.3.1. Система поддержания постоянного конечного давления
При увеличении давления нагнетания компрессора 1, имеющего привод от электродвигателя 2, усилие на штоке мембранного датчика 3 становится больше усилия пружины 5 (рис. 10.11). Струйный датчик 4 разворачивается против часовой стрелки, открывая клапан в гидроусилителе 6, который в свою очередь подает масло под давлением в левую полость сервомотора 7. Перемещение поршня сервомотора вправо вызывает прикрытие дроссельной заслонки 8 на всасывании, при этом уменьшается давление на входе в компрессор, а значит и конечное давление.


Рис. 10.11. Регулирование Рк=const: 1 – турбокомпрессор; 2 – электродвигатель; 3 – мембранный датчик давления; 4 – струйный датчик; 5 – пружина;
6 – гидроусилитель; 7 – сервомотор; 8 – дроссельная заслонка


^ 10.3.2. Система поддержания постоянной производительности
В этом случае мембранный датчик 3 перемещается дифференциально и перемещение мембраны будет зависеть от перепада давлений в мерной диафрагме 9 (рис. 10.12). При увеличении производительности перепад давлений в мембранном датчике 3 вызовет поворот струйного датчика и перемещение поршня сервомотора 7 вправо, которое приведет к уменьшению количества пара на входе в турбину 2 и к снижению числа оборотов, а значит и производительности.

В машинах с постоянной частотой вращения подержание Q=const может быть обеспечено дросселированием на всасывании.

Рис. 10.12. Регулирование Q=const: 1 – турбокомпрессор; 2 – турбина;
3 – мембранный датчик давления; 4 – струйный датчик; 5 – пружина;
6 – гидроусилитель; 7 – сервомотор; 8 – дроссельная заслонка; 9 – мерная диафрагма


^ 10.3.3. Антипомпажное регулирование
Система антипомпажного регулирования (рис. 10.13) включается в том случае, если какой – либо из регистрируемых регулятором параметров (Рк, πк, Q, Тк/Тн и т.д.) достигает критического предпомпажного значения. В этом случае сервомотор открывает помпажный клапан и избыток газа либо сбрасывается в атмосферу, либо перепускается на всасывание. Причем рабочая точка компрессора не перемещается за границу помпажа.



Рис. 10.13. Схема автоматической антипомпажной защиты:
ТК – турбокомпрессор; Р – регулятор; С – сервомотор;
КЛ – помпажный (байпасный) клапан






Скачать файл (6312.1 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru