Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Лекции - Теория, расчет и конструирование компрессорных машин динамического действия - файл 14_Многоступенчатые компрессоры.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

14_Многоступенчатые компрессоры.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...
14. Многоступенчатые осевые и центробежные компрессоры
14.1. Многоступенчатые осевые компрессоры
Осевые компрессоры, как правило, выполняются многоступенчатыми (от 5 до 20 ступеней), что вызвано малой напорностью отдельной ступени. Конструктивно проточная часть осевого компрессора организуется простым добавлением одной ступени к другой и обладает высоким аэродинамическим совершенством.
14.1.1. Формы меридионального проектирования многоступенчатого

осевого компрессора
Принципиально форму проточной части осевых компрессоров в меридиональной плоскости можно разделить на три типа (рис. 14.1):

  1. с постоянным наружным диаметром (диаметром корпуса);

  2. с постоянным внутренним диаметром (втулочным диаметром);

  3. с постоянным средним диаметром.

С точки зрения газодинамического совершенства каждый тип имеет свои преимущества и недостатки.



Рис. 14.1. Схемы проточных частей многоступенчатых осевых компрессоров в меридиональной плоскости: а) с постоянным диаметром корпуса (); б) с постоянным диаметром ротора (); в) с постоянным средним диаметром (); г) комбинированная

Основные преимущества схем проточных частей при Dк = const :

  • максимальная окружная скорость концов лопаток в компрессоре, а значит меньшее число ступеней при заданном отношении давлений πк;

  • минимальный допустимый зазор между концами лопаток и корпусом, гарантирующий отсутствие задевания при осевом сдвиге ротора.

Недостаток схемы с Dк = const проявляется в том, что высота лопаток последних ступеней получается небольшой, а это приводит к увеличению интенсивности перетечек между соседними межлопаточными каналами в зазоре между концами лопаток и корпусом (т.к. увеличивается отношение радиального зазора к длине лопатки sr/l).

Достоинством схемы с Dвт = const является максимальная высота лопаток последних ступеней по сравнению с другими способами при том же значении объемного расхода.

Недостатки схемы с Dвт = const :

  • в результате снижения средних окружных скоростей по высоте лопатки возрастает число ступеней;

  • низкие значения окружной скорости у втулки приводят к повышенной диффузорности в этих сечениях, что может привести к отрыву потока с лопаток и снижению КПД.

Вследствие указанных достоинств и недостатков схема с Dср = const сочетает преимущества двух других схем.

На практике часто используют комбинированные схемы с переменными Dк, Dср, Dвт., например, как показано на рис. 14.1г.
^ 14.1.2. Основы проектирования осевых компрессоров
В настоящее время существует три метода проектирования осевых компрессоров:

1. На основе использования теоретических методов расчета обтекания решеток профилей идеальным газом.

Достоинством этого метода является физическая обоснованность и возможность проведения численного эксперимента. Недостатком – невозможность учета всех факторов, особенно вязкости, а также трудоемкость расчета.

2. На основе данных экспериментального исследования плоских решеток (метод ЦИАМ).

Достоинство – относительная простота экспериментальных исследований и обширные экспериментальные данные. Недостаток – невысокая точность из-за неучета факторов, связанных с вращением лопаточных аппаратов.

3. На основе испытания модельных ступеней (метод ЦКТИ).

Достоинство – высокая точность расчета. Недостаток – трудоемкость экспериментальных исследований и длительный период доводки модельных ступеней.

При проектировании проточной части осевых компрессоров методами теории подобия использовать одну и ту же модельную ступень для всех ступеней проточной части не представляется возможным. Это связано с тем, что поскольку из-за сжимаемости газа объемная производительность уменьшается от ступени к ступени, то и геометрические размеры ступеней изменяются. На практике в качестве исходной принимают одну или несколько модельных ступеней, а ступени натурного компрессора получают корневой или периферийной подрезкой модельной ступени.

По методу Центрального котлотурбинного института (ЦКТИ) отклонения от геометрического и динамического подобия учитывают введением поправочных коэффициентов.

Например, КПД и коэффициент напора натурной ступени равны

; ,

где Кη и Кψ – эмпирические поправочные коэффициенты, которые включают в себя ряд составляющих:

,

,

где , – коэффициенты, учитывающие отклонение от динамического подобия; , – коэффициенты, учитывающие отклонение от осевого зазора в модельной ступени; , – коэффициенты, учитывающие отклонение от радиального зазора; , – коэффициенты, учитывающие отклонение от удлинения лопаток .
Несмотря на разнообразие методов проектирования проточных частей, перед определением геометрических размеров каждой ступени по одному из выбранных методов, необходимо предварительно решить две задачи: необходимости охлаждения газа в процессе сжатия (т.е. определить количество секций) и выбора числа ступеней каждой секции и всего компрессора.

Выбор числа охлаждений подробно рассмотрен в разд. 8.2. Для осевых компрессоров он в принципе аналогичен центробежным компрессорам.

Рассмотрим методику выбора числа ступеней осевого компрессора.
^ Выбор числа ступеней осевого компрессора
Определяется работа сжатия в компрессоре (внутренний напор) по заданному или известному из характеристик модельных ступеней адиабатному КПД и заданном отношении давлений компрессора :

, (14.1)

т.к. .

С другой стороны

(14.2)

где – среднее по ступеням значение коэффициента внутреннего напора; z – число ступеней; Uкср – среднее по ступеням значение окружной скорости, м/с

.

Подставив (14.2) в (14.1), получим:

(14.3)

Как видно из формулы (14.3) при заданном число ступеней получится тем меньше, чем выше КПД и коэффициент напора.

Поскольку из-за теплообмена между ступенями адиабатный КПД компрессора может сильно отличаться от адиабатного КПД ступени , особенно при больших , то при расчетах часто используют политропный КПД.

При выборе числа ступеней многоступенчатого осевого компрессора пользуются номограммами [19, 20]. По рисунку 14.2а оценивают достигнутый в настоящее время ηп* по выбранному ψiср. По рис. 14.2б переходят от ηп* к ηад* и на рис. 14.3в выбирают значение средней скорости концов лопаток Uк.ср. Вправо и влево от точки А происходит уменьшение КПД, обусловленное повышением диффузорности (вправо) и увеличение числа М (влево). Линия z=const рассчитывается по уравнению (14.3).



Рис. 14.2. Номограммы к выбору числа ступеней осевого компрессора
Распределение работы сжатия по ступеням
Распределение работы сжатия по ступеням осевого компрессора, как правило, неравномерно (рис. 14.3). Уменьшение работы происходит на первых и последних ступенях.

Уменьшение работы сжатия на первых ступенях объясняется тем, что: во-первых, температура газа на первых ступенях минимальна, а значит, числа Маха будут большими; во-вторых, для обеспечения приемлемой диффузорности в корневом сечении лопаток, которые выполняют с малым коэффициентом напора из-за минимальных окружных скоростей (Uвт).



Рис. 14.3. Неравномерность распределения работы сжатия по ступеням
Для объяснения снижения работы сжатия в последних ступенях рассмотрим распределение расходной скорости по проточной части (рис. 14.3).

Объемный расход , вследствие увеличения плотности газа, уменьшается от ступени к ступени.

Газ перемещается по длине проточной части через кольцевые сечения, площадь которых

,

где – средний диаметр проточной части; – длина лопатки.

Тогда , из чего следует, что высота лопаток от ступени к ступени должна уменьшаться, но интенсивность этого уменьшения зависит от изменения Dср и Сz по длине проточной части.

Для сохранения высоты лопаток последних ступеней на приемлемом уровне (при котором концевые потери не слишком велики) искусственно снижают осевую скорость Сz в последних ступенях, а значит, снижают и коэффициент расхода . Это ведет к снижению коэффициента теоретического напора

.

Кроме того, уменьшение напорности последних ступеней благоприятно влияет на характеристику всего компрессора, то есть увеличивает зону устойчивой работы.

Рассмотрим влияние числа ступеней на характеристики осевого компрессора.

С ростом числа ступеней увеличивается крутизна характеристик многоступенчатого осевого компрессора и сужается зона устойчивой работы (рис. 14.4).

Объясняется это тем, что чем больше ступеней обеспечивают требуемый суммарный напор, тем меньше коэффициент напора каждой ступени, а значит, лопатки рабочего колеса менее изогнуты и как следствие более чувствительны к изменению углов атаки.

Кроме того, напор и КПД отдельной ступени оказываются ниже, если она работает в составе многоступенчатого компрессора. Это происходит главным образом из-за двух факторов, обусловленных наличием вязкости: нарастания пограничных слоев и взаимного влияния ступеней.



Рис. 14.4. Влияние числа ступеней на характеристики

Нарастание пограничных слоев вблизи корпуса и втулки в многоступенчатом осевом компрессоре приводит к тому, что расходная скорость увеличивается в средних сечениях и уменьшается в корневом и периферийном сечениях, а значит, значительная часть лопатки по высоте в средних сечениях обтекается с меньшими углами атаки, и, следовательно, уменьшается угол разворота потока (ε=β2- β1) и коэффициент напора ψТ (рис. 14.5а).

Наличие аэродинамических следов на выходе из рабочего колеса приводит к неравномерности распределения скоростей по шагу между лопатками и к обтеканию межступенчатых элементов с переменными углами атаки, что приводит к срыву (рис. 14.5б).

а) б)

Рис. 14.5. К влиянию различных факторов на снижение КПД ступени: а) нарастание пограничных слоев; б) возникновение аэродинамических следов за лопатками
^ 14.1.3. Рассогласование режимов работы ступеней многоступенчатого компрессора
Под рассогласованием режимов работы ступеней многоступенчатого компрессора понимают изменение начальных условий на входе в последующие ступени при изменении начальных условий на входе в предыдущие.

Рассмотрим характеристику двухступенчатого компрессора с одинаковыми напорными характеристиками ступеней (рис. 14.6).



Рис. 14.6. Влияние сжимаемости газа на построение суммарной характеристики двух последовательно работающих ступеней

Расчетному режиму соответствует точка ^ А на характеристиках обеих ступеней. Суммарный напор компрессора, состоящего из двух ступеней:

HΣ=H1+H2.

При увеличении расхода через первую ступень до Q1 режим ее работы перейдет в точку В1. Вследствие уменьшения напора Н1 уменьшается отношение давлений в первой ступени π1 и плотность за первой ступенью, а значит, объемный расход на входе во вторую ступень увеличится на некоторую величину (). Рабочая точка для второй ступени будет в точке В2. Аналогично, уменьшение расхода на входе в первую ступень, приводит к росту плотности и более существенному уменьшению объемного расхода через вторую ступень. Характеристика многоступенчатого компрессора в результате пойдет круче (рис. 14.6).

Рассмотрим влияние сжимаемости газа на КПД многоступенчатого компрессора на основе безразмерных характеристик ступеней (рис. 14.7).



Рис. 14.7. Схема к определению влияния сжимаемости газа на рассогласование работы ступеней на нерасчетных режимах

Коэффициент расхода для первой ступени

,

при ρн, FI, UI = const коэффициент расхода прямо пропорционален массовому и объемному расходам ().

Коэффициент расхода для последней (z – й) ступени

.

При увеличении расхода (Δ^ G > 0) снижаются коэффициент напора и КПД первой ступени (ψпI ↓ и ηпI ↓), а также снижается и отношение давлений в первой ступени (πI ↓). Соответственно и плотность газа перед последней ступенью уменьшается (ρz ↓). Следовательно, при ΔG > 0 и Fz, Uz = const, коэффициент расхода последней ступени φz увеличивается более значительно, чем коэффициент расхода первой ступени при том же приращении ΔG .

Как видно из графиков (рис. 14.8а), зависимость коэффициента расхода от производительности компрессора является линейной только для первой ступени, а увеличение (уменьшение) плотности на входе в ступень z приводит к тому, что зависимость φz (G) имеет параболический вид

, где а>1.

Это приводит к существенно большему смещению рабочей точки на характеристике последней ступени от расчетного режима и большему, чем в первой ступени снижению КПД (рис. 14.8б). Таким образом, влияние сжимаемости приводит к тому, что характеристика КПД компрессора круто снижается на нерасчетных режимах. Это влияние тем сильнее, чем больше степень повышения давления в компрессоре (рис. 14.9).



Рис. 14.8. К определению рассогласования режимов работы первой и последующих ступеней многоступенчатого осевого компрессора: а) зависимость коэффициента расхода от массового расхода для первой и z-й ступеней: б) характеристики 1-й и z-й ступеней






Рис. 14.9. Влияние степени повышения давления в компрессоре на крутизну характеристики КПД на нерасчетных режимах


^ 14.1.4. Помпаж в многоступенчатых компрессорах
Описанные выше явления, происходящие при рассогласовании режимов работы ступеней, влияют также и на границы устойчивости отдельных ступеней и компрессора в целом.

Рассмотрим характеристику многоступенчатого компрессора при переменной частоте вращения ротора.


Рис. 14.10. Изменение границы помпажа многоступенчатого компрессора при изменении чисел оборотов
Работа на частоте вращения выше номинальной

В случае, когда компрессор работает на частоте вращения больше чем расчетная (n > npасч), объемная и массовая его производительности увеличиваются пропорционально увеличению частоты вращения (окружной скорости) в первой степени. Тогда коэффициент расхода первой ступени



остается неизменным , поскольку ρн = const и FI = const.

Коэффициент расхода последней (или любой z - й ступени)



с увеличением оборотов будет снижаться φz < φz расч , т.к. напор первой ступени



и отношение давлений первой ступени πI будут возрастать пропорционально квадрату частоты вращения, следовательно, и плотность газа при входе в последующие ступени ρz также будет увеличиваться.


^ Работа на частоте вращения ниже номинальной
В случае, когда компрессор работает на частоте вращения ниже чем расчетная (n < npасч), для первой ступени, также как и в предыдущем случае, .

Для последующих ступеней вследствие уменьшения hпI и πI , а значит и плотности перед последующими ступенями ρz , происходит увеличение коэффициента расхода по отношении к расчетному значению φz > φz расч.
В результате проведенного анализа следует, что работе многоступенчатого компрессора на переменной частоте вращения ротора линию, определяющую границу помпажа, можно условно разделить на два участка (рис. 14.10):

1) А-В (n > npасч) – помпаж в последних ступенях компрессора;

2) А-С (n < npасч) – помпаж в первых ступенях компрессора.

Учет этих особенностей очень важен в авиационных компрессорах, в которых для предотвращения помпажа при запуске двигателя предусмотрены антипомпажные клапаны после первых ступеней компрессора.

^ 14.1.5. Некоторые типы ступеней многоступенчатых осевых компрессоров
Рассмотрим схему осевого компрессора имеющего ступени с противоположным вращением колес, это так называемая биротативная схема. Такая схема особенно эффективна для ступеней со стопроцентной степенью реактивности (Ωт=1). Поскольку в таких ступенях вся работа сжатия совершается в рабочем колесе, то ПНА служит лишь для изменения направления потока. В этом случае треугольники скоростей имеют вид, приведенный на рис. 14.11 [6].

В том случае, если роторы двух ступеней с Ωт=1 вращать в противоположные стороны с одинаковыми окружными скоростями, то С2(I) = С1(II) и
U(I) = - U(II), а скорости потока и углы не изменятся (рис. 14.12). Таким образом, для достижения требуемого теоретического напора, можно обойтись меньшим числом элементов проточной части, т.к. нет ПНА, а значит повысить КПД компрессора.

Однако создание многоступенчатого компрессора с противоположным вращением колес связано с большими конструктивными трудностями.


Рис. 14.11. Схема и треугольники скоростей осевой ступени с Ωт=1


Рис. 14.12. Схема осевых ступеней с противоположным вращением колес

^ 14.2. Многоступенчатые центробежные компрессоры
14.2.1. Выбор числа ступеней многоступенчатых центробежных
компрессоров

Особенностью центробежных компрессоров является работа их с широким спектром газов и газовых смесей, в отличие от осевых, которые в основном воздушные. Поэтому при выборе числа ступеней в многоступенчатых центробежных компрессорах важную роль играет правильное определение термодинамических свойств сжимаемых газов.

При сжатии легких газов (большие ^ R) требуемое число ступеней будет больше, чем при сжатии тяжелых газов (малые R).

Род газа определяет и величину допустимой наибольшей окружной скорости ^ U2. Для легких газов она ограничена прочностью современных материалов рабочих колес, а для тяжелых газов – предельными значениями чисел Маха (МW1 и МС2), допустимыми без существенного снижения КПД ступени и машины в целом.

Для обеспечения требуемого отношения давлений компрессора наибольшее число ступеней, которое может быть размещено в одном корпусе без охлаждения газа, зависит главным образом от показателя адиабаты k и газовой постоянной R. От этих величин зависит температура газа в конце сжатия и степень изменения плотности (удельного объема).

При сжатии газов с высокими k (аргон, гелий, неон) температура в конце сжатия окажется высокой и потребуется охлаждение газа. При низких k число ступеней также ограничено из-за сильного уменьшения объема газа при сжатии, вследствие чего последние РК становятся чрезмерно узкими (малые b2/D2).

При заданных πс, Рн, Тн, R, k, число ступеней неохлаждаемой секции компрессора можно приближенно определить, задавшись политропным КПД секции пс и средней окружной скоростью рабочих колес U2ср .

Если геометрические параметры РК ступеней секции одинаковы, можно принять, что политропные КПД всех ступеней одинаковы и равны КПД всей секции (пк=п). Следует учитывать, что КПД ступени зависит от степени реактивности РК (угла выхода лопаток βл2) и типа применяемого диффузора (ЛД или БЛД).

Вычисляется число политропы сжатия ступеней и секции

.

Величина удельной политропной работы сжатия секции, Дж/кг

.

Предварительно число ступеней определяется по формуле

.

Коэффициент теоретического напора можно рассчитать по одной из формул, приведенных в разд. 7.1.2, например, по формуле Стодолы, для чего следует задаться углом выхода лопаток РК βл2 и числом лопаток. Сумму коэффициентов потерь на протечки и дисковое трение можно принять на основе рекомендаций (табл. 14.1)
Таблица 14.1

Рекомендации по выбору параметров ступеней [5, 13, 16, 17]

л2 , град

2

z2 , шт.

1+тр+пр

п

ЛД

БЛД

ЛД

БЛД

22,5

0,12-0,16

0,14-0,16

9-11

1,10

0,82-0,86

0,82-0,84

25

0,14-0,18

0,16-0,18

11-14

1,06

0,82-0,86

0,82-0,84

32

0,16-0,22

0,20-0,22

12-16

1,05

0,81-0,85

0,81-0,83

35

0,18-0,24

0,22-0,24

16-20

1,045

0,81-0,85

0,81-0,83

45

0,20-0,26

0,24-0,26

20-24

1,04

0,80-0,84

0,80-0,82

60

0,22-0,28

0,26-0,28

24-26

1,03

0,79-0,83

0,78-0,80

90

0,26-0,36 (0,5)

0,32-0,5

26-30

1,02

0,78-0,82

0,76-0,79



Предварительно рассчитанное число ступеней X' округляется до ближайшего целого числа X , а затем уточняется величина U2 для РК секции:

.

Если ступени в секции имеют различные геометрические параметры (z2, βл2), а значит и КПД, то окружная скорость РК

.

РК всех ступеней секции стремятся выполнить с одинаковыми ^ D2. Для упрощения производства часто их изготавливают с одинаковыми βл2, z2 и одинаковым наклоном покрывающего диска. Если принять, что для всех ступеней ψп=const и ηп=const, то процесс сжатия пойдет по политропе с неизменным показателем и в случае идеального газа будут равны и ∆Т в ступенях. Однако даже в этом случае π в каждой из последующих ступеней будет меньше, чем в предыдущей, вследствие роста температуры начала сжатия, что видно из формулы

.

В действительности, вследствие увеличения потерь от трения дисков и протечек, а также из-за уменьшения ширины РК, КПД будет постепенно уменьшаться при переходе от одной ступени к другой, а показатель политропы – расти.

^ 14.2.2. Схемы многоступенчатых центробежных компрессоров
Многоступенчатое сжатие газа в центробежных компрессорах возможно реализовать по следующим схемам:

  • одновальная схема с последовательным расположением ступеней (рис. 14.13а);

  • одновальная схема с внешним перепуском газа от ступени к ступени (рис. 14.13б);

  • многовальная схема (рис. 14.13в).

Схема с последовательным расположением РК на одном валу является традиционной в конструкциях центробежных компрессоров. Она более технологична по процессам сборки компрессора и изготовления корпуса, а также удобна с точки зрения унификации. Подвод газа к следующей ступени осуществляется в лопаточных ОНА, что обеспечивает благоприятный характер течения с минимальными потерями при отсутствии закрутки потока на входе в РК. Недостатком такой схемы в многоступенчатых компрессорах высокого давления является наличие осевых усилий, которые могут достигать очень больших значений, вследствие чего в такой схеме неизбежно применение думмиса, дополнительной массы на валу компрессора. Другой недостаток связан с тем, что на последних ступенях РК могут получаться чрезмерно узкими (малые b2/D2), что приводит к повышенным гидравлическим потерям в них. Устранение данного недостатка за счет уменьшения диаметра РК последних ступеней приводит к снижению их напора, а значит к увеличению числа ступеней в корпусе компрессора и увеличению длины ротора.

Компрессоры с внешним перепуском (рис. 14.13 б) за счет попарного расположения ступеней «спина к спине» разгружает ротор от осевых усилий. Однако в такой схеме подвод газа к следующей ступени через внешние патрубки происходит с некоторой закруткой потока после предыдущего РК, что приводит к снижению напора. Конструкция корпуса в таких компрессорах усложнена. Компрессоры по этой схеме типа воздушных ЦК 135/8, кислородных КТК 12,5/35 выпускались Казанским компрессорным заводом 70-80-х годах ХХ века. Прототипом для реализации схемы с внешним перепуском послужили схемы из насосостроения.

Многовальные компрессоры (с числом валов от 2 до 5) позволяют получать различную частоту вращения роторов каждой ступени или пары ступеней. Это обстоятельство позволяет обеспечить оптимальные геометрические параметры всех ступеней, а значит повысить их КПД, чему способствует также выполнение осевого подвода газа к ступеням. Достоинством их, кроме того, является компактность, возможность применения охлаждения после каждой ступени. Недостаток многовальных машин – большие потери мощности в зубчатых зацеплениях мультипликатора.


Рис. 14. 13. Схемы многоступенчатых центробежных компрессоров

^ 14.3. Охлаждение в турбокомпрессорах
Охлаждение сжимаемого газа в компрессорах имеет положительные и отрицательные стороны, поэтому решение вопроса о целесообразности охлаждения и выбор его параметров требует проведения технико-экономического анализа.

Положительные стороны охлаждения:

  1. уменьшение политропной работы сжатия ;

  2. понижение конечной температуры газа, что снижает гидравлические потери за счет уменьшения объема транспортируемого газа.

Отрицательные стороны охлаждения:

  1. усложнение и удорожание конструкции компрессора и компрессорной станции;

  2. увеличение эксплуатационных затрат (обслуживание теплообменных аппаратов, затраты на циркуляцию охлаждающей воды);

  3. дополнительные гидравлические потери в газоохладителях и коммуникациях.

Оценка экономической эффективности введения охлаждения должна производиться с учетом перечисленных факторов, причем снижение работы сжатия тем существеннее, чем больше степень повышения давления, выше показатель изоэнтропы и ниже КПД.

Применяющиеся в конструкциях турбокомпрессоров виды охлаждения представлены на схеме. Ниже рассмотрим особенности этих видов охлаждения.


^ Цилиндровое охлаждение

Цилиндровое охлаждение осуществляется непосредственно в процессе сжатия газа в проточной части и конструктивно реализуется либо размещением теплообменных поверхностей в элементах проточной части, либо выполнением корпусных элементов с полостями под «рубашки» охлаждения (рис. 14.14).

Цилиндровое охлаждение в турбокомпрессорах теоретически эффективно, т.к. газ движется с большими скоростями, а, следовательно, можно отвести большее количество теплоты, чем в компрессорах объемного действия. Однако для отвода такого количества теплоты необходима большая поверхность теплообмена, а значит и увеличение габаритов, что противоречит общей тенденции компрессоростроения к снижению металлоемкости. Кроме того, очистка теплообменных поверхностей от солевых отложений и ржавчины в таких конструкциях чрезвычайно затруднена.

Такой способ охлаждения используется при необходимости строгого поддержания температуры газа в заданном диапазоне.



Рис. 14.14. Цилиндровое охлаждение

^ Промежуточное охлаждение

Промежуточное охлаждение осуществляется в межсекционных газоохладителях вне проточной части компрессора.

Теоретически процесс охлаждения идет без потерь давления (^ Р = const) и без недоохлаждения (т.е. температура газа в газоохладителе снижается до первоначальной), однако практически, вследствие гидравлических потерь в газоохладителях и коммуникациях, происходит некоторое снижение давления на величину ΔРх и температура на входе в каждую последующую секцию выше начальной.

Сравним затраты работы на сжатие газа для односекционного компрессора без охлаждения и для компрессора с двумя промежуточными охлаждениями (рис. 14.15) в P-v и T-S диаграммах (рис. 14.16). В неохлаждаемом компрессоре газ сжимается от давления Р1 до давления Р2 по линии например, изоэнтропного процесса (n=k) от точки 1 до точки 2΄. В компрессоре с двумя промежуточными охлаждениями газ сжимается сначала в первой секции по изоэнтропе 1-2, затем охлаждается в промежуточном газоохладителе 2-3 (), сжимается изоэнтропно во второй секции 3-4, далее опять охлаждается 4-5 и сжимается до конечного давления в третьей секции.

Поскольку нет недоохлаждения, то точки 1, 3, 5 лежат на одной изотерме, соответствующей первоначальной температуре газа ().

Выигрыш в работе, затрачиваемой на сжатие будет определяться площадью .

Теоретически из диаграмм P-v и T-S следует, что чем больше число охлаждений, тем больше экономия в затрате работе. Однако прирост экономии в полезной работе при установке каждого следующего холодильника снижается, а затраты возрастают. Это наглядно показано на рис. 14.17.



а) б)

Рис. 14.15. Схема промежуточного охлаждения: а) схема без охлаждения (одна секция, Y=1); б) схема с двумя охлаждениями (три секции Y=3)



Рис. 14.16. К определению эффективности промежуточного охлаждения в
P-v и T-S – диаграммах

Рис. 14.17. Экономия работы сжатия соответственно при одном, двух и трех промежуточных охлаждениях

Приближенная оценка выигрыша в работе, затрачиваемой на сжатие газа при промежуточном охлаждении, выполняется по величине относительной экономии

,

где – затраченная работа неохлаждаемого компрессора; Тн – начальная температура на входе в компрессор.

Внутренний напор (затраченная работа) компрессора с охлаждением равна сумме работ по секциям с учетом потерь давления в коммуникациях и недоохлаждения

,

,

где j – номер секции; Тнсj – начальная температура на входе в следующую секцию .

Потери давления в межсекционных газоохладителях учитываются коэффициентом e > 1

,

значение которого, рассчитывается в зависимости от числа охлаждений по формулам [5, 10]:

  • при одном охлаждении ;

  • при двух охлаждениях ;

  • при трех охлаждениях ,

где Рн – начальное давление на входе в компрессор.

Относительными потерями давления при предварительных расчетах обычно задаются в пределах , причем можно считать, что

.

Тогда отношение давлений в секции с учетом недоохлаждения и потерь давления [5, 10]:

  • в первой секции ;

  • во всех остальных секциях, кроме последней ;

  • в последней секции .

Анализ формул для расчета величины Э показывает, что эффективность охлаждения зависит от пяти величин:

  • отношения давлений в компрессоре πк;

  • недоохлаждения ;

  • относительных потерь давления

  • показателя изоэнтропы k;

  • политропного КПД ηп.

Влияние показателя изоэнтропы на экономию при однократном охлаждении показано на рис. 14.18а (при πк = 4; ; ; ηп.= 0,83).

В компрессорах, сжимающих воздух, одно охлаждение (Y=2) применяется при , два или три охлаждения (Y=3-4) при .

Более четырех охлаждений в турбокомпрессорах применяется редко, поскольку прирост экономии ΔЭ от установки каждого следующего холодильника падает (рис. 14.18б).





а)

б)

Рис. 14.18. Влияние на экономию: а) показателя адиабаты при однократном охлаждении; б) числа секций при показателе адиабаты k=1,4


С учетом перечисленных факторов рекомендованы [16] минимальные значения экономии Эmin (табл. 14.2) от введения охлаждения, ниже которого промежуточное охлаждение применять не следует, а при превышении этого значения вопрос об охлаждении может быть рассмотрен с учетом дополнительных факторов.

Таблица 14.2

Минимальные предельные значения Э при 1-м промежуточном охлаждении

k

1,4

1,34

1,32

1,3

1,22

1,13

Газ

Воздух, азот, кислород

Хлор

Аммиак,

углекислота

Метан, водяной пар

Этан,

этилен,

Пропилен

Эmin, %

4,9

5,5

5,7

5,9

6,6

6,9

^ Испарительное охлаждение

Испарительное охлаждение осуществляется впрыском распыленной жидкости внутрь проточной части машины, в результате чего жидкость при контакте с нагретым газом испаряется, отнимая от него тепло, а газ охлаждается (рис. 14.19).

Впрыскивая 1 % (по массе) воды в воздух температура его понизится примерно на 25 °С :

.

Впрыск жидкости имеет отрицательные стороны:

  1. Необходимость осушки газа после компрессора.

  2. Возможность конденсации влаги при высоких давлениях в последующих ступенях компрессора и эрозионного износа.

Поэтому испарительное охлаждение не эффективно для воздушных компрессоров при и в зимнее время.



а) б)

Рис. 14.19. Испарительное охлаждение: а) схема расположения в проточной части; б) изображение в Р-v диаграмме
Предварительное охлаждение

Охлаждение газа производится до поступления его во всасывающий патрубок компрессора (рис. 14.20). При этом, т.к. температура на входе в компрессор Т1 < Tн , работа, затрачиваемая на сжатие газа будет снижаться:

.





Рис. 14.20. Схема предварительного охлаждения


Однако вследствие газодинамических сопротивлений в теплообменнике в нем происходит падение давления и фактическое давление всасывания оказывается ниже, чем оно было бы без теплообменника Р1 < Рн, а т.к. обычно Рк = const и Рн = const, то происходит некоторое увеличение отношения давлений в компрессоре , а значит увеличивается и работа Нi .

Поскольку температура охлаждающей воды обычно не намного отличается от температуры окружающего воздуха, то использование данного способа охлаждения для воздушных компрессоров, всасывающих воздух из атмосферы, не целесообразно. Для воздушных компрессоров оно может использоваться в случае наличия дешевого хладоносителя (например, артезианская вода).

Для газовых компрессоров, работающих по циркуляционной схеме с высокой температурой всасывания, применение предварительного охлаждения может принести ощутимые преимущества.
^ Концевое охлаждение

В некоторых компрессорных установках применяют установку газоохладителей после компрессора (рис. 14.21). Хотя концевое охлаждение не приводит к выигрышу в работе сжатия, а наоборот вносит дополнительные потери давления в концевом холодильнике, оно используется в тех случаях:

  1. когда требуется поддержание постоянной температуры на выходе из компрессора;

  2. стремятся к снижению затрат при транспортировке газа;

  3. газ после компрессора подлежит осушке (установка холодильной машины позволяет выморозить влагу).






Рис. 14.21. Схема концевого охлаждения









Скачать файл (6312.1 kb.)

Поиск по сайту:  

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