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

Да !} п е н и е н а г н е т а п а я , к г с / с м

Рис. 1. Ориентировочная область применения компрессорных машин:

ступенчатый электропрнводной компрессор с оппознтно расположенными компрессорными цилиндрами; 3 — свободнопоршневой дизель-компрессор;

тые поршневые компрессоры двойного действия с Г-образнр располо­

пенчатая воздуходувка с двухсторонним всасыванием с приводом через повышающий редуктор; 14 — одноступенчатая центробежная спиральная воздуходувка с двухсторонним всасыванием; 15 — многоступенчатые центробежные компрессоры без охлаждения н с охлаждением; 16 — че­ тырехступенчатый центробежный компрессор двухзального исполнения;

17 — многоступенчатый осевой компрессор без охлаждения.

9*»

ротационные, винтовые, вследствие преимуществ перед газоди­ намическими компрессорами применяются в установках, где требуются относительно небольшое давление и производитель­ ность.

Области предпочтительного использования компрессорных машин по производительности и давлению нагнетания при дав­ лении всасывания 1 кгс/см2 представлены на рис. 1.

Как,видно из рис. 1, только поршневые компрессоры обеспе­ чивают наиболее высокое давление нагнетания по сравнению ■со всеми другими компрессорными машинами. Верхняя граница давлений нагнетания (2500 кгс/см2) для поршневого компрес­ сора не является пределом. Такие высокие давления сжатия при одновременно относительно большой производительности

.достигнуты в результате перехода на оппозитное расположение компрессорных цилиндров.

Как видно из приведенной диаграммы (см. рис. 1), зоны производительностей и давлений нагнетания компрессорных машин взаимно в определенных пределах перекрываются, при­ чем в связи с совершенствованием компрессорных машин диа­ пазоны взаимных зон перекрытия значительно расширились. Например, если раньше при однокорпусном исполнении макси­ мальное давление нагнетания центробежного компрессора не превышало 8—10 кгс/см2, то сейчас путем применения двух­ трехкорпусных схем компримирования обеспечивается давление нагнетания от 52 до 350 кгс/см2.

Поэтому в области высоких давлений имеет место перекры­ тие зон поршневых и центробежных компрессоров. На диаграм­ ме (см. рис. 1) показаны, кроме того, зоны перекрытия поршне­ вых, ротационных, винтовых и центробежных компрессоров, а также многоступенчатых осевых компрессоров с центробеж­ ными. Заштрихованная площадь за кривой линией АВ харак­ теризует зону перекрытия центробежных компрессорных машин многоступенчатыми осевыми компрессорами. Таким образом, поскольку можно использовать для одних и тех же давлений нагнетания и производительностей различные компрессорные машины, выбор той или иной компрессорной машины с целью обеспечения минимальной себестоимости компримирования при заданных значениях производительности и давления нагнетания должен осуществляться соответствующими технико-экономиче­ скими расчетами.

Диаграмма на рис. 1 рассматривает тот стандартный случай, когда давление на приеме компрессоров не превышает 1 кгс/см2. Однако в условиях нефтегазодобывающей промышленности, где компрессоры могут работать с различными первоначальными давлениями, диапазоны конечных давлений и производительно­ сти компрессоров могут значительно отличаться от их номи­ нальных величин. В этом случае соответственно должна быть изменена и методика технико-экономических расчетов по выбору

J0

повышение производительности поршневого компрессора связа­ но с необходимостью увеличения геометрических размеров: (диаметра цилиндра первой ступени Du хода поршня 5), коэф­ фициента наполнения первой ступени Я, частоты вращения вала компрессора п и давления всасывания ръс. Однако увеличение геометрических размеров в таком компрессоре ограничено- оптимально-допустимой поршневой силой, а частота враще­ ния — оптимально-допустимыми силами инерции.

Коэффициент наполнения зависит от нескольких термодина­ мических и газодинамических факторов, объема вредного про­ странства и степени сжатия ступени. Давление всасывания ограничено атмосферным давлением, значение которого -перед, всасывающим клапаном всегда меньше единицы.

При решении задачи увеличения производительности порш­ невого компрессора особое внимание обращают на себя гео­ метрические размеры цилиндра первой ступени, так как они определяют производительность компрессора в целом.

Для упрощения установления зависимости геометрических размеров компрессора и его основных параметров от частоты вращения допускаем, что средняя скорость поршня для каждой

р30

Принятие сср= const допустимо, поскольку величина средней скорости поршня в поршневых компрессорах изменяется в очень ограниченных пределах (табл. 1), а для каждой группы машин практически постоянна, несмотря на значительный диапазон изменения частоты вращения.

Основными линейными размерами поршневого компрессора будем считать:

диаметр цилиндра первой ступени Du ход поршня S,

основными параметрами: отношение

где G — масса кривошипно-шатунного механизма; R — радиус кривошипа; со— угловая скорость кривошипа; L — длина ша­ туна;

12

Таблица 1

Основные технические показатели силовой части газомотокомпрессоров

13

максимальные удельные силы инерции в верхней мертвой точке (в. м. т.) в кгс/см2:

поршневую силу в кгс:

где т — степень сжатия; индикаторную мощность компрессора в квт:

часовой объем, описанный поршнем первой ступени, в м3/ч:

В соответствии с принятым условием (ccp= const) находим,., что частота вращения обратно пропорциональна линейным размерам компрессора:

S

Из формул (5) — (12) следует, что существующие сложные зависимости между линейными размерами и основными пара­ метрами компрессора исключают их произвольное изменение. Ввиду значительного объема расчетного материала закономер­ ности изменения линейных размеров и основных параметров»

14

поршневого компрессора в зависимости от частоты вращении представлены на рис. 2, а—в. Анализ их показывает, что:

увеличение частоты вращения приводит к уменьшению диаметра цилиндра, хода поршня, производительности, инер­ ционных и поршневых сил компрессора, величины которых уменьшаются с ростом частоты вращения по кривым, представ­ ляющим квадратичную параболу. При этом меньшим значе­ ниям отношения т соответствуют относительно большие зна­ чения линейных размеров и параметров;

максимальные удельные силы инерции в в. м. т. (см. рис. 2, в), характеризующие динамические качества компрессоров, увели­ чиваются по закону квадратичной параболы. При этом мень­ шим значениям отношения т соответствуют и относительно меньшие значения удельных сил инерции. Все это подтверж­ дает, что у быстроходных компрессоров с ростом частоты вра­ щения уменьшается ход поршня и диаметр рабочих цилиндров, поэтому они малопроизводительны;

удельные силы инерции в многооборотном компрессоре вы­ ше, чем в малооборотном, несмотря на уменьшенные геометри­ ческие размеры компрессора (см. рис. 2, в). В этом заключает­ ся еще одна из причин, препятствующих выбору высокой часто­ ты вращения проектируемого компрессора.

Как следует из приведенных выражений и диаграмм, с рос­ том частоты вращения в поршневом компрессоре уменьшаются не только его вес и габариты, но и производительность при одновременном увеличении удельных сил инерции. .Поэтому ис­ пользование преимуществ высоких оборотов ограничено прежде всего некоторым пределом, определяемым величиной абсолют­ ных и удельных сил инерции, повышением работы трения, ухуд­ шением протекания рабочего процесса, снижением значений ра­ бочих коэффициентов и др.

Кроме того, выбор частоты вращения в поршневом компрес­ соре при его проектировании осуществляется путем взаимосогласования с линейными размерами и параметрами. В соот­ ветствии с этим оптимальной считается та частота вращения для заданной производительности, при которой к. п. д. будет наибольшим. Из анализа характеристик, представленных на рис. 2, а—в, следует, что повысить производительность поршне­ вого компрессора можно главным образом за счет увеличения геометрических размеров цилиндра первой ступени. Это вызы­ вает необходимость снижения частоты вращения и, как след­ ствие, увеличения веса цилиндра первой ступени, поршневых и инерционных сил кривошипно-шатунного механизма и компрес­ сора в целом. Поэтому все компрессоры относительно большой производительности являются тихоходными и громоздкими. На­ пример, в современном компрессоре марки 1Г-266/320, построен­ ном отечественной промышленностью на горизонтальной базе, для обеспечения относительно высокой производительности

16

(266 м3/мин) диаметр цилиндра первой ступени принят равным 1420 мм, ход поршня— 1000 мм, частота вращения — 125 об/мин. В соответствии с этим масса цилиндра первой сту­ пени равна 20 т, поршневая сила первой ступени' составляет

80тс.

Таким образом, даже при больших линейных размерах ци­

линдра первой ступени и относительно большой металлоемко­ сти производительность такого компрессора остается Относи­ тельно небольшой по сравнению с производительностью центро­ бежных.

Из вышеизложенного следует, что относительно малая про­ изводительность поршневого компрессора является следствием наличия кривошипно-шатунного механизма, являющегося источ­ ником возникновения поршневых и инерционных сил, ограничи­ вающих производительность компрессора.

В результате теоретических и экспериментальных исследова­ ний в настоящее время наметились определенные тенденции как в отечественной, так и зарубежной промышленности, направ­ ленные на увеличение частоты вращения поршневых компрессо­ ров в связи с переходом на оппозитное расположение компрес­ сорных цилиндров. Например, если для компрессоров с отно­ сительно большой производительностью, выполненных не на оппозитных базах, наиболее распространенна частота вращения 125 об/мин (предельно 187 об/мин), то у оппозитных компрес­ соров минимальная частота вращения составляет 250 об/мин, максимальная — 600 об/мин. Для компрессоров с относительно малой производительностью, выполненных на оппозитных ба­

и габариты машин. Вес компрессоров, выполненных на оппозит­ ных базах, снизился вдвое, площадь, занимаемая компрессо­ ром, сократилась на 40% и в еще большей мере уменьшилась масса фундаментов. Эти преимущества были основными причи­ нами, определившими решительный переход на выпуск поршне­ вых компрессоров с оппозитным расположением компрессорных цилиндров (в особенности для крупных поршневых компрессо­ ров, применяемых в химической, нефтегазодобывающей и дру­ гих отраслях промышленности). Так, азотноводородный ком­ прессор 1Г-266/320, ранее выполненный не в оппозитном испол­ нении с диаметром цилиндра первой ступени 1420 мм, ходом поршня 1000 мм и частотой вращения 125 об/мин, имел вес пер­ вой ступени 20 т и поршневую силу 80 тс. С переходом на оппозитную базу частоту вращения указанного компрессора уда­ лось довести до 300 об/мин, производительность компрессора при этом повысилась с 266 до 310 м3/мин приТЩШ^Тф^'^'йЖТГ|Р ра первой ступени 1000 мм, ход поршня уменш^лй&.ЗДЧбф .м$£

2—1236 | с ..V,; ..V. о • 17

В результате этого вес первой ступени снизился до 12 т, а поршневая сила — до 40 тс.

Теоретические основы, позволяющие увеличивать частоту вращения поршневого компрессора в связи с применением оппозитного расположения компрессорных цилиндров и, как след­ ствие этого, обеспечивающие столь существенное уменьшение веса и габаритов компрессора, заключаются в том, что при ука­ занном расположении цилиндров достигается взаимное уравно­ вешивание поршневых и инерционных сил, чем создается усло­ вие для повышения частоты вращения. В соответствии с этим стремление к оппозптному расположению компрессорных ци­ линдров стало главным направлением современного компрессоростроения. Как видно из приведенных формул (10) и (11),. оппозитные компрессоры являются короткоходовыми и с относительно уменьшенными диаметрами компрессорных ци­ линдров. В соответствии с этим представляется возможным повторение одних и тех же ступеней в двух рядах. Это обстоя­ тельство имеет исключительно важное техническое и экономи­ ческое значение для первых ступеней, в особенности компрес­ соров средней п большой производительности.

Дело в том, что увеличенные размеры первой ступени обус­ ловливают повышенный объем вредного пространства, относи­ тельно большие скорости компримируемого газа в проходных сечениях клапанов приводят к относительно большим потерям давления при установившемся потоке через полностью откры­ тый клапан. Средняя скорость газа в щели клапана описыва­ ется формулой

где F — площадь поршня в м2; г — число клапанов; /щ — пло­ щадь щели при полном открытии клапана в м2.

Кроме того, при увеличении размеров цилиндра количество, газа в нем возрастает пропорционально кубу диаметра, тогда как охлаждаемая поверхность — пропорциональна квадрату диаметра. Поэтому количество тепла, отводимое или подводи­ мое к каждому килограмму газа, за время сжатия уменьшается пропорционально линейным размерам цилиндра. В соответствии с этим показатель политропы возрастает, приближаясь к пока­ зателю адиабаты. Влияние вышеперечисленных факторов при­ водит, в свою очередь, и к уменьшению объемного коэффициен­ та первой ступени:

18'