книги из ГПНТБ / Хушпулян, М. М. Технико-экономические показатели современных компрессоров и установок

* Компрессоры спаренные, с одним электродвигателем.

ных компрессоров и вакуум-насосных установок в системах сбо­ ра нефтяного газа. Это способствует извлечению из нефти наи­ более ценных компонентов нефтяного газа и полному устране­ нию его потерь с минимальными затратами.

Ввиду высоких технико-экономических показателей ротаци­ онных компрессоров их применение в качестве первых ступе­ ней в комбинированных установках дает определенную выгоду.

Г Л А В А S

ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРНЫЕ МАШИНЫ

Сжатие в центробежном компрессоре в отличие от сжатия к поршневом, ротационном и винтовом основано на сообщении газу большой скорости с помощью вращающихся лопаток ра­ бочего колеса с последующим преобразованием кинетической энергии движения газа в работу сжатия. Этот принцип компри­ мирования обусловливает необходимость применения большой

мальная производительность центробежных компрессоров по сравнению с производительностью поршневых, винтовых и ро­ тационных достигает 10 000 м3/мин при давлении нагнетания от 3 до 32 кгс/см2 и давлении всасывания 1 кгс/см2. Если произво­ дительность центробежных компрессоров по мере их совершен­ ствования непрерывно возрастала, то давление нагнетания на протяжении длительного периода практически оставалось неиз­ менным.

Рост мощности установок химической и нефтехимической промышленности при одновременной интенсификации техноло­ гических процессов обусловил потребление огромных количеств газов, сжатых до высоких давлений. Кроме того, учитывая не­ обходимость закачки больших количеств' нефтяного и инертного газов в пласты с высокими давлениями нагнетания и принимая во внимание такие преимущества центробежных компрессоров, как способность обеспечивать большие производительности при малом весе и габаритах, хорошая уравновешенность, равномер­ ная подача компримируемого газа, высокая эксплуатационная надежность предопределили острую технико-экономическую не­ обходимость создания высоконапориых эффективных центро-

■.•90

юежных компрессоров. Использование таких компрессорных установок приобрело особо важное значение для морских ме­ сторождений нефти и газа.

В создании эффективных высоконапорных центробежных компрессоров за последние 10—15 лет достигнуты значитель­ ные успехи. В результате обширных теоретических и экспери­ ментальных исследований зарубежными компрессоростроитель­ ными фирмами освоен и выпускается большой типоразмерный ряд высоконапорных центробежных компрессоров с давлением нагнетания 75—350 кгс/см2. Все компрессоры, работающие с давлением нагнетания до 75 кгс/см2, выполнены с горизонталь­

новным фактором весьма интенсивного вытеснения громоздких поршневых компрессоров. Например, на головных компрес­ сорных станциях магистральных газопроводов в связи с па­ дением давления компримируемого газа поршневые компрес­ сорные установки заменены многоступенчатыми центробежными с приводом от высокоскоростной газовой турбины. На комп­ рессорных установках подземного хранения газа произве­ дена такая же замена. В связи с увеличивающимися объемами закачиваемого в пласт газа и высокими давлениями нагнета­ ния для интенсификации нефтеотдачи пласта мощные компрес­ сорные установки оснащаются высоконапорными центробежны­ ми компрессорами.

Учитывая технико-экономическую эффективность использо­ вания большой частоты вращения как привода, так и испол­ нительного механизма, фирмой «Ингерсолл-Рэнд» для газлифт­ ной эксплуатации скважин выпускаются специальные пере­ движные и полупередвижные компрессорные установки, в ко­ торых вследствие непосредственного агрегирования высоко­ оборотного центробежного компрессора с высокооборотной газовой турбиной достигаются компактность, малый вес и высокая транспортабельность. Каждая такая установка способ­ на подавать сжатый газ к 20—25 скважинам.

Возможность такого агрегирования открывает широкие пер­ спективы для использования центробежных компрессорных уста­ новок на морских месторождениях нефти и газа ввиду высокой стоимости площади морских оснований. Не менее важное тех­ нико-экономическое значение приобретает использование цент­ робежных компрессорных установок для нефтегазовых районов ■Севера и заболоченных площадей в силу компактности, на­ дежности, хорошей уравновешенности и возможности эффек­ тивного использования тепла отходящих газов газовой тур­ бины.

В центробежной компрессорной машине при степенях сжа­

91

тия в каждом корпусе, равных 10—12, давление нагнетания 350 кгс/см2 может быть достигнуто в трех-четырех последова­ тельно работающих корпусах, поскольку степень сжатия одной ступени находится в пределах 0,26—0,4. Вследствие этого в за­ висимости от конечного давления нагнетания подбирается число’ одновременно последовательно работающих центробежных ком­ прессоров с соответствующими промежуточными холодильника­ ми для охлаждения компримируемого газа. В настоящее время создаются мощные многопоточные установки, состоящие из не­ скольких одинаково параллельно работающих центробежных компрессоров. При низких первоначальных давлениях газа и необходимости компримирования больших его объемов исполь­ зуются комбинированные установки, в которых в качестве пер­ вых ступеней используются центробежные компрессоры с дав­ лением нагнетания до 5—10 кгс/см2 или высокопроизводитель­ ные осевые с давлением до 71 кгс/см2, последовательно работающие с центробежными компрессорами, имеющими го­ ризонтальный и вертикальный разъем. При большом типораз­ мерном ряде выпускаемых центробежных компрессоров средне­ го и высокого давления нагнетания представляется широкая воз­ можность их компоновки в зависимости от заданных парамет­ ров компримирования.

1. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ

Прямым следствием увеличения частоты вращения является уменьшение веса и габаритов центробежного компрессора.

На рис. 29, а, б представлены закономерности изменения размеров центробежной компрессорной машины и ее к. п. д. от частоты вращения вала компрессора.

При неизменной степени сжатия и производительности ком­ прессора увеличение частоты вращения приводит к уменьшению не только числа рабочих колес, но и их размеров.

При низкой частоте вращения достигаются оптимальные зна­ чения среднего к. п. д. ступени, но при этом увеличиваются габаритные размеры и стоимость машины. При частоте враще­ ния п > 11 000 к. п. д. уменьшается уже в большей степени, чем уменьшаются габаритные размеры. Поэтому, стремясь к максимальному росту частоты вращения центробежного ком­ прессора, при проектировании находят целесообразное соотно­ шение между габаритными размерами и к. п. д. ступени. Так,

цессе 2000 кгс/см2 оптимальную частоту вращения следует при­ нять равной 950 об/мин.

Для максимального использования преимуществ высокой частоты вращения находят оптимальное соотношение между

92

Рис. 29. Закономерность изменения габаритных размеров и чис­ ла рабочих колес ротора (а), среднего к.п.д. ступени и объема, занимаемого центробежным компрессором (б), от частоты его вращения:

J — я=2950 об/мин; 2 — я =5000 об/мин; 3 — я =8000 об/мин; 4 — я = = 10000 об/мин.

габаритными размерами и к. п. д. проектируемой машины, ко­ торые и служат исходными данными для дальнейшего ее рас­ чета.

Из теории центробежных компрессорных машин известно, что окружная скорость, диаметр рабочего колеса и частота вращения вала связаны между собой такими соотношениями, которые исключают применение произвольно высоких обо­ ротов:

93

6

Рис. 30. Рабочее колесо:

важнейшие характеристики колеса. Из уравнения (37) следует, что при прочих равных условиях производительность центро­

94

13 уравнение (37), получаем:

(39}

(40)

(41)

(42)

Выражения (39) — (42) зависят друг от друга и отражаютвлияние различных параметров на величину диаметра рабочего колеса и частоту вращения ротора. Например, для уменьшения диаметра колеса и увеличения частоты вращения, обеспечива­ ющих наименьшие вес и размеры машины, выгоднее принимать-

Из уравнения (40) видно, что при прочих равных условиях частота вращения будет тем большей, чем меньше объемная производительность.

Уравнение (42) показывает, что в многоступенчатом ком­ прессоре с одинаковыми диаметрами колес и постоянными зна-

ционально величине kv .

2

Величина а-4, существенно влияет на потери в проточной.

части компрессора, а также на потери, связанные с протечками п трением дисков о компримируемый газ. На рис. 31 представ­ лена зависимость политропического к. п. д. центробежного ком­

прессора от относительной ширины колеса —- . Как следует из;

Аз

рис. 31, при малых значениях — (ниже 0,02) в проточной ча~

Dn

сти значительно увеличиваются потери и снижается к. п. д. ком­ прессора.

95.

Рис. 31. Зависимость политропического

к.п.д. т|по л от относительной ширины коле-

Ь*

са -р- при лопаточном диффузоре.

Таким образом, полный к. п. д.

В табл. 27 приведены данные, показывающие влияние

•отношения — на размеры центробежного компрессора.

Таблица 27

Технические параметры рабочего колеса центробежного компрессора

Из совместного рассмотрения табл. 27 и рис. 30,а, б следует,

трудно обеспечить относительную ширину рабочего колеса —-

D 2

выше 0,07—0,075 из-за недостаточной прочности последнего. Наряду с указанными факторами, остановимся еще на двух

параметрах, характеризующих допустимые пределы изменения геометрических размеров рабочего колеса и скорости движения компримируемого газа по каналам колеса. Наиболее напряжен­ ный элемент центробежной компрессорной машины — рабочее колесо, в котором наибольшие напряжения возникают в при-

•96

крывающем диске. Максимальные тангенциальные напряжения на расточке этого диска колеса с клапанными лопатками могут быть выражены уравнением

от, = уи% (kc + К -Ул- z2

’ V у Dn Do Sn

где kc и k\ — функции отношения — и формы диска; у и ул —

Di

соответственно удельный вес материала диска и рабочих лопа­ ток; z2 — число рабочих лопаток; lvu 6т и Ьт — соответственно средние значения длины, толщины и ширины лопаток.

Таким образом,

а; = уи\ = const,

откуда

и» Of

V V

Как видно, максимальное тангенциальное напряжение щ пропорционально удельному весу материала диска и квадрату его окружной скорости.

которое называется удельной прочностью применяемого мате­ риала.

Как видно из табл. 28, легкие сплавы, особенно титан, име­ ют более высокую удельную прочность, чем лучшие сорта ста­ ли. При использовании этих сплавов можно достичь наибольших окружных скоростей, доходящих до 300—350 м/с для колеса компрессорного типа. Недостатком дюралевых сплавов является их малая пластичность, а титана — высокая стоимость.

Наряду с прочностными условиями, газодинамический фак-

Таблица 28

Прочностные показатели материалов рабочих колес центробежных компрессоров

тор компримируемого потока газа, в свою очередь, также ста­ вит определенные условия, ограничивающие применение высо­ кой частоты вращения, если даже по условиям прочности ра­ бочего колеса желаемые окружные скорости допустимы.

Дело в том, что уравнение напора остается справедливым, если скорость газа меньше скорости звука в нем. При движе­ нии газов со скоростями, близкими к звуковым, начинает ска­ зываться сжимаемость газов, и выведенные уравнения напора делаются несправедливыми. Критерием их справедливости яв­ ляется так называемое число Маха, представляющее собой от­ ношение скорости потока к скорости звука в газе:

где с2 —: скорость потока в м/с; а = ]/ kgRT — скорость звука в

компримируемого потока ограничена:

Hjmax — (0,5 -г- 1,0)

где

При этом необходимо иметь в виду, что для легких газов могут быть допущены значительно большие окружные скорости. Для тяжелых газов нельзя использовать окружные скорости до 300 м/с, допустимые с точки зрения прочности.

Таблица 29

Значения окружной скорости рабочего колеса в зависимости от компримируемого газа

98