12.2. Антипомпажное регулирование

В первой части освещены вопросы регулирования производительности компрессорных установок. Здесь остается остановиться на защите установки от помпажных явлений.

Принцип антипомпажного регулирования заключается в отводе излишней части газа со стороны нагнетания на сторону всасывания.

Принципиальная схема антипомпажного регулирования приведена на рис.49б.

Через компрессор 1 проходит расход, который должен быть больше расхода, соответствующего точке К (рис.48) или другого статически устойчивого настроечного режима системы.

При достижении максимально допустимого расхода Q_к, фиксируемого с помощью датчика 2 и максимально допустимого настроечного давления р₂/р₁, фиксируемого датчиком 3, срабатывает регулятор 4. Сигнал от регулятора 4 поступает на привод 5 задвижки, которая открывается, реализуя перепускание части газа ΔQ=Q_к-Q_сети по обводному трубопроводу 6. В этом канале должен быть установлен теплообменник для охлаждения поступающего на вход возвратного газа.

13. Эффективность работы лопастных

КОМПРЕССОРОВ

Оценка эффективности работы турбокомпрессоров, в отличие от объемных, не может быть получена как соотношение полезной работы и затраченной в компрессорном процессе.

Удельная энергия в Дж/кг, приобретаемая газом при реализации компрессорного процесса, определяется, как

(142)

где q – потеря тепла в окружающую среду.

Полезная работа, при с₁ = с₂, составит , тогда энергетический КПД

(143)

При изотермическом процессе Т₁=Т₂ и η=0, т.е. оценить эффективность работы компрессорного процесса изменением энтальпии нельзя.

В этом случае используются показатели относительных термодинамических КПД, которые определяются, как отношение эталонных мощностей к действительным при данных показателях политроп.

В компрессорных установках с интенсивным охлаждением, для которых показатель политропы изменяется в пределах 1≤п≤к, используют относительный изотермический КПД. При п=1 (изотермический процесс) затраченная работа цикла была бы минимальной. Именно она принимается за эталонную, а относительный изотермический КПД определяется, как η_из=L_из/ L_полн, или (144)

Обычно значение относительного изотермического КПД для поршневых компрессоров 0,8-0,92.

При отсутствии охлаждения между ступенями и в процессе сжатия многоступенчатых компрессоров термодинамический процесс происходит сложнее, поскольку образование теплоты происходит не только при сжатии, но и вследствие внутреннего газового трения и вихреобразования в потоке. Проявление этих факторов в лопастных машинах существенно.

Поэтому энтропийная диаграмма компрессорного процесса приобретает вид (рис.50). На диаграмме 1-2 процесс сжатия; 2-3 процесс изобарного охлаждения сжатого газа уходящего в охладитель и во внешнюю сеть. Площадь 1-2-6-5 под политропой сжатия представляет тепло, образующееся в процессе газового трения и вихреобразования. Площадь 1-2-2′ представляет затраты работы на избыточное сжатие разогретого газа и его проталкивание.

В этом случае минимальная работа в цикле была бы при адиабатическом (изоэнтропном) процессе, который принимается за эталонный. Поэтому, в данном случае, используется относительный изоэнтропный КПД η_ад= L_ад/L_политр, или

(145)

Относительный изоэнтропный КПД лопастных компрессоров находится в пределах 0,75-0,85.