применении рециркулирующей воды. В этих случаях, промежуточ ное давление выбирают так, чтобы высота напора первой группы была несколько выше, чем последующих. Кривая состояния по сравнению с рассмотренным идеальным случаем подвергается еще другому изме нению, вследствие падения давления в промежуточных охладителях и в соединительных трубопроводах компрессора, которое можно принять равным 5% (даже до 10%) полной величины располагае мого давления (у конструкции на фиг. 362 — наверху только 1%).
Фиг. 364. Неполное ^охлаждение между тремя
. неохлаждаемыми группами ступеней.
Отсюда получается кривая состояния, которая изображена на фиг. 364
(для |
осевого компрессора раздела 115). |
3) |
Промежуточные охладители представляют |
собой поверхностные охладители типа конденсаторов; редко приме няются распылительные охладители. Охлаждающие поверхности должны изготовляться из нержавеющих материалов, например, из латуни, вследствие выпадения конденсата; большей частью они делаются в виде тонких труб с круглым или лучше овальным сече нием, которые должны быть расположены так, чтобы был создан доступ для наружной и внутренней очистки. По возможности стре мятся создать встречные потоки воздуха и охлаждающей воды (противоток), так как этим создается экономия дорогих охлаждающих поверхностей. Как правило, воду пропускают через трубки, а воздух направляют поперек трубок; это создает хорошую теплопередачу и облегчает очистку. Направление потока воздуха вдоль трубок значительно менее выгодно, чем поперечное, в особенности при малых числах Рейнольдса [423]. Путем многократного направления газа поперек пучка трубок можно осуществить и противоток охлаждающей жидкости и воздуха. В гидродинамическом отношении расположение труб мало отличается друг от друга. Целесообразно выбирать шаг труб настолько малым, насколько это позволяют условия произ водства или возможность загрязнения, потому что не только умень-
шаются габаритные размеры охладителей, но, что особенно важно, уменьшается также гидравлическое сопротивление при одинаковой теплопередаче 1424]. Этот вывод в особенности относится к шагу труб перпендикулярно направлению потока. Поперечные перего родки, которые одновременно служат для направления воздушного потока, устраняют вибрацию труб. Необходимо обратить внимание на то, что корпус нагревается сильнее, чем трубки. Поэтому следует обеспечить достаточную упругость соединений во избежание разрыва труб. Только в случае химически агрессивных газов они пропускаются через трубки, так как для корпуса охладителя, соприкасающегося с водой, не требуется тогда специального материала.
Расчет промежуточного охладителя. В первом промежуточном охладителе поглощается теплота в количестве (выраженная в ккал/час)
Сл = (Gi
где Gh — часовой расход воздуха в кг/час. Для этого требуется поверхность охлаждения, измеряемая на воздушной стороне,
где Д/т— средняя разница между температурой воздуха и охла ждающей воды; она равняется при встречном или параллельном потоке (если Д/' и Д1" обозначить разницу между температурами газа и воды в начале и конце поверхностей охлаждения)
= —-дут- |
(14.21а) |
1П |
д? |
|
Если имеем дело со смешанным |
встречным |
потоком воздуха |
и воды, как это наиболее часто встречается на практике, то для про стоты можно ввести
д/т^4-(^' +
В равенстве (14. 21) k означает коэффициент теплопередачи в ккал1час м2 град. Этот коэффициент определяется по своему обрат ному значению, т. е. по сопротивлению теплопередаче, которая является суммой отдельных сопротивлений
Здесь означает: xg, |
aw — коэффициенты |
теплопередачи между |
газом и стенкой или водой и стенкой в |
ккал!часм2град\ 'к—коэффи |
циент теплопроводности |
материала |
стенки |
в к.кал/часм2град', |
s — толщина стенки в |
м. Третьим членом |
в равенстве (14.216) |
-i- можно пренебречь. Для выбора значений ag и aw и в настоящее
время приходится использовать опытные данные. При пропускании газа через пучок трубок перпендикулярно к ним можно с достаточной
точностью [4251 ввести (если ряды трубок смещены друг относи тельно друга)
ag — i Ре'/" -у-, |
(14.21В) |
где Ре = wl d ~ — коэффициент Пекле; |
— коэффициент теп |
лопроводности газа для среднего арифметического значения тем ператур стенки и газа; d — наружный диаметр трубки; w — ско рость воздуха в самом узком месте между двумя соседними труб
ками (в шеек). Коэффициент i |
зависит от количества расположенных |
друг за другом рядов трубок и составляет: |
|
|
Количество |
тру |
|
4 |
6 |
8 |
Юи более |
бок ................. |
2 |
|
Коэффициент i . |
0.075 |
|
0,0922 |
0,102 |
0,107 |
0,110 |
Вычисления |
по |
уравнению |
(14. 21в) упрощаются, если принять |
во внимание, что wy = ( |
I = -'jr ($л — расход воздуха в кг!час, |
F — сумма самых узких сечений вдоль ряда трубок), т. е. зависит от состояния газа. Кроме того, температура стенки практически
равняется температуре воды, так как переходное сопротивление — между водой и стенкой составляет только малую часть переход
ного сопротивления |
между газом и |
стенкой. |
Поэтому можно \g |
определить для средней температуры |
между |
температурой газа |
и воды. Но так как зависимостью л, от давления воздуха в диапа зоне 1—10 атм можно пренебречь 1’426], а температурная зависи мость оказывает малое влияние, то допустимо принять ~i.g =s 0,026 в температурном интервале между 50 и 150°; тогда, при с() — 0,241, получается удобная для применения формула
0i4</G*\3/« |
(14.21г) |
|
|
I |
d |
|
Ввиду того что наибольшее |
сопротивление для теплового по |
тока, как упоминалось, создается на воздушной стороне, расход материалов и размеры уменьшаются путем насадки ребер на воздуш ной стороне, которые выполняются в виде дисков или спиралей с толщиной стенки 0,5 мм на расстоянии от 2 до 3 мм; они изгото вляются либо из латуни, либо из стали с наружным лужением. Бла годаря этому можно также выравнять газовый поток и повысить прочность; кроме того, можно увеличить диаметр труб, вследствие чего уменьшается количество трубок и облегчается очистка. Расчет здесь производится таким образом, что в уравнение (14. 21) под ставляется значение поверхности охлаждения /, равное цилин дрической наружной поверхности труб; значение ag, вычислен ное по равенству (14. 21, п. в), умножается на С, причем £ соста
вляет от 0,4 до 0,6 -у-. Поверхность fR равняется суммарной поверх-
*36 563
пости охлаждения, соприкасающейся с воздухом, включая и ребра. Отношение охлаждающих поверхностей [427], соприкасающихся с водой и воздухом, составляет 1 : 8 до I : 20.
Для вычисления a.w может быть применена приближенная фор мула
„,0.87 |
(14.21д) |
^= 1755(1 + 0,015/^)^3, |
где w — скорость течения воды в трубке в м/сек:, |
d — внутренний |
диаметр трубы; tw— средняя температура воды в градусах Цельсия. Согласно выражениям (14. 21в) и (14. 21д) с увеличением ско рости потока сильно возрастает как ag, так и ада. Поэтому целе сообразно применять более высокие скорости, в особенности на воздушной стороне, что с своей стороны требует по возможности избегать какого-либо сопротивления формы, т. е. преимущественно применять трубы обтекаемой формы с небольшой относительной толщиной. В этом случае внутренний диаметр трубки следует опре делять из уравнения (2. 41) раздела 13. Высокие скорости на водя ной стороне приносят мало пользы, поэтому что значение aw и так достаточно высоко. Целесообразно ребра последовательно распо ложенных труб взаимно смещать, потому что тогда создаются более благоприятные условия теплопередачи в начале обтекаемой плоской
пластины.
Формулы (14. 21в) до (14. 21д) пригодны при чистых поверхностях охлаждения.
б) Охлаждение корпуса. Желательное полное охлаждение воз духа между отдельными ступенями в этом случае еще менее осу ществимо чем при внешнем охлаждении. В особенности в зоне пер вых ступеней охлаждение мало заметно, так как отсутствуют или очень малы температурные перепады. Поэтому на диаграмме TS соединительная линия точек состояния Ль Л2, А3 и т. д. для первых ступеней характеризуется крутым подъемом в начале и даже ростом вправо, как у неохлажденного компрессора, чтобы позднее с ростом температуры воздуха все больше и больше изгибаться влево. На фиг. 365, а характеристика охлаждения корпуса между ступе нями изображена жирными отрезками на изобарах. A/g-i, Д/я2 и т. д. представляет снижение температуры при охлаждении пере мещаемого газа на отдельных ступенях. Изобары р2, р3 и т. д. про межуточных давлений вновь определяют по адиабатическому при ращению температуры Д/аа=Л Д///ср соответствующей ступени в точ ках состояния А1г А 2 и т. д., которые наносятся по вертикали.
Требуемое число ступеней можно определить путем нанесения этих значений адиабатического приращения температуры на кривой состояния, если последнее известно, т. е. имеются в достаточном количестве экспериментальные данные. Но можно ее и вычислить следующим образом, причем должны быть учтены имеющиеся поверх ности охлаждения и температурные условия.
Определение охлаждения ступени в охлажденном корпусе. Рассмотрим любую п-ю ступень и при этом предположим, что охлаж-
дение пачинается после окончания сжатия (см. фиг. 365, б). Тогда температура tg в начале охлаждения равняется температуре на
выходе |
неохлаждаемой ступени, а |
именно |
|
|
— Ci |
+ |
~ |
да// |
|
|
+ (rli)cmyncp |
если |
t„ |
— температура на |
входе рассматриваемой ступени. Кроме |
того, |
известны (фиг. 365, |
в) |
tw — температура на входе охлаж- |
а — энтропийная диаграмма при внутреннем охлаждении компрессора; б — энтропийная диаграмма для отдельной ступени; в — схема охлаждения.
дающей воды в данную ступень; f — поверхность охлаждения сту пени в корпусе, соприкасающаяся с воздухом, которая отчасти состоит из поверхностей стенок, отчасти из поверхностей прямых и обратных направляющих (при этом не учитывается, что часть этой поверхности омывается охлаждающей водой предыдущей сту пени, поскольку температура воды в двух соседних ступенях лишь мало отличается друг от друга).
Неизвестными являются |
температуры |
и tw на |
выходе |
газа |
и воды, |
и поэтому также неизвестен часовой тепловой поток, |
про |
ходящий через поверхность охлаждения |
|
|
|
|
Д(? = |
|
• |
(14.22) |
При |
рассматриваемом |
упрощенном |
определении |
температуры |
в основу кладётся постоянная средняя температура на стороне газа
и воздуха (нагретые поверхности в условиях отсутствия потока).
Это может |
произойти, потому что |
нет |
никакой |
определенности |
в течениях, |
т. е. нет определенного ни прямотока, ни противотока, |
ни поперечных потоков и, следовательно, |
нет возможности надежно |
рассчитать |
средний температурный |
перепад. Как |
упоминалось, |
в выражении (14. 22) не известны AQ, tg, tw. Но так как газ выде ляет тепловой поток
AQ = Ghcp — ^g),
равный тепловому потоку, поглощаемому водой,
ТО |
|
|
= |
^=4 + ^. |
(14.22а) |
После подстановки этих значений в выражение (14. 22) получаем |
Откуда |
|
|
AQ = -------------------------- .. . |
(14.226 |
1 +-2- |
+ |
|
«ь |
\ (jfyCpI |
|
Таким образом, определяется |
температура газа на |
входе в сле |
дующую ступень. |
|
|
Этот расчет, естественно, имеет лишь приближенный характер.
В действительном процессе охлаждения температура tg фактически не достигается. Кроме того, распределение температуры в корпусе не имеет осевой симметрии, потому что вода втекает внизу в каж дую секцию корпуса и вытекает наверху, и, следовательно, у потока охлаждающей воды также нет осевой симметрии (фиг. 356). Наконец, охлаждающие поверхности вообще имеют различные свойства в зави симости от того, из чего они состоят, а именно, из стенок, омы ваемых водой, или из лопаток и ребер. Вследствие этого приходится пользоваться средними значениями коэффициента теплопередачи k, исходя из пересчета экспериментальных данных. Для ориентировоч ных расчетов можно воспользоваться следующей зависимостью
|
’ |
= |
’ |
(14.22b) |
|
|
|
|
Л/ |
|
ag'g |
awlw |
|
|
|
где я , |
aw — средние опытные значения коэффициентов теплопере- |
е |
дачи на стороне |
газа |
или |
воды, выраженные |
|
в ккал1часмгград', |
|
м2, |
вводимая |
в расчет; |
f |
f — поверхность |
охлаждения в |
fw — поверхности |
в |
м2, |
омываемые газом или |
водой. |
Температура tw воды на входе в отдельные ступени зависит от схемы ее подсоединения; если все ступени обтекаются параллельно
водой, то tw во всех ступенях равняется температуре холодной воды. В этом случае достигается оптимальное охлаждение, но за счет максимального расхода воды. Наименьший расход воды, отне сенный к количеству отведенного тепла, достигается при последо вательном соединении потоков охлаждающей воды на отдельных ступенях, причем вода должна поступать в первую и выходить на
последней ступени; |
в этом случае получается параллельный поток |
в гидравлическом |
отношении и противоток — в теплотехническом |
отношении. В этом случае tm представляет температуру на выходе из предыдущей ступени и охлаждение отдельных ступеней нельзя регулировать произвольно. По последней причине обычно приме няют первую названную схему.
114. ВЛИЯНИЕ ВЛАЖНОСТИ ВОЗДУХА
Влажность уменьшает вес перемещаемого сухого воздуха на каждый кубический метр всасываемого объема, потому что, согласно закону Дальтона, его парциальное давление уменьшается на пар циальное давление pdl водяных паров, следовательно, снижается
сдо pi — pdl. Отсюда вытекает необходимость увеличения рас-
хода, вводимого в расчет, в следующем соотношении
|
S |
Pl |
_ |
Pl |
, |
ПЛ |
|
------------Pi — Pai |
-- |
------------- |
I 1 1. Z. и I |
|
|
|
Pi — ?Psi |
|
где |
p«i — давление насыщенных |
паров |
при |
данной температуре |
и ср |
= Pdi/Psi—относительная влажность. |
ps\ |
определяется по таб |
лицам (см. табл. 18) для насыщенных водяных паров, соответственно
температуре газовой смеси. Вместо ср используется |
также «сте |
пень |
насыщения» ср = x/xs |
(х — содержание воды в |
килограммах |
пара |
на килограмм сухого |
воздуха; xs — значение х |
при насыще |
нии). Между ф и ср существует соотношение
JL = р’ ~
на 23)
?Pi — Pdi ‘
Ввиду того что psi и Pdi всегда очень малы по сравнению с р. при возможных температурах на стороне всасывания, то практи чески ср и и совпадают. Следовательно, можно легко вычислить коэффициент увеличения расхода Е, когда известны ср и ф>. Этот коэффициент заметно выше 1 только при высоких температурах всасываемого воздуха. Важно, однако, принять во внимание следую щее влияние влажности воздуха на работу компрессора.
Во время сжатия, которое большей частью происходит при силь ном повышении температуры, соответственно сильно возрастает давление ps насыщенных паров, в то время как давление pd увели чивается только в той же степени, как и общее давление; относитель ная влажность ср, таким образом, сильно снижается. Если, однако,
Пример. Состояние воздуха на входе в компрессор характери зуется следующими параметрами t\ = 20° С, pi = 1 ата, ф = 0,8;
на |
выходе |
из |
первого |
промежуточного охладителя: |
tz = 30° С, |
pzi |
= 2 |
ата; |
на выходе |
из второго |
промежуточного |
охладителя |
/г |
= 30° |
С, |
рг2 = 4 ата; |
давление на |
выходе рг = 8 |
ата. Пар |
циальное давление пара на входе в компрессор равняется рл = <рн^1,
|
|
|
|
|
по данным табл. 18 |
оно равняется |
0,8-0,02383 = 0,0190 кг/см?. |
Расход, определяемый из уравнения |
(14. 23), следует |
умножить |
на £ = 1 : (1 — 0,19) |
= 1,02. |
По уравнению (14. 23а) |
определяем |
= (1 — 0,238) : (1 |
— 0,019) |
= 0,995 =« 1, что и следовало ожи |
дать.
Содержание пара в килограммах на килограмм сухого воздуха составляет согласно выражению (14. 246): в начальном состоянии
(при всасывании) х, = 0,622-0,019/1 = 0,0118; в первом промежу точном охладителе (хг1) s = 0,622 • 0,04326/2=0,0138, если даже иметь в виду максимально возможное содержание пара, т. е. предположить
полное |
насыщение, причем (pa)zi = (ps)zi — 0,04325 |
кг/см2 опре |
деляется по табл. 18. |
воздух еще не насыщен и |
поэтому вода |
Так как (xzi)5 > xt, то |
еще не |
будет |
осаждаться, |
но степень насыщения увеличилась до |
|
|
<р21 = 0,0118/0,0138 = 0,085; |
|
во |
втором |
промежуточном охладителе (xzi)s = 0,622-0,4325/4 = |
= 0,00672, также при полном насыщении. Здесь, следовательно, выпадает Xi — (xzt)s = 0,0051 кг воды на килограмм воздуха.
В нагнетательном трубопроводе, поскольку воздух охлаждается до наружной температуры, (хе)5 = 0,622-0,02483/8 = 0,00185, так что внутри трубопровода выделяется хг2 — (,xe)s = 0,00487 кг воды на килограмм воздуха. Ввиду того что трубы большей частью не выполняются из нержавеющего материала, подобное выделение воды оказывает вредное влияние на продолжительность срока службы трубопроводов и может быть целесообразно сжатый воздух на выходе из компрессора дополнительно охладить и удалить из него воду.
Рассмотрение изложенных выше процессов можно, естественно, провести и с помощью диаграммы (ix) Моллье [430], однако они настолько просты, что в данном случае использование диаграммы теплосодержания излишне. Само собой разумеется, что оно может быть распространено также на смеси других газов и паров. При подаче технических газов, которые оказывают агрессивное воздей ствие в сочетании с выпадающей водой, следует обратить особое внимание на эти процессы, потому что вода в виде тончайших капе лек может увлекаться газовым потоком и попадать в следующую ступень; при этом будет происходить разъедание лопаток. Поэтому в таких случаях устанавливают после промежуточных охладителей специальные резервуары — ресиверы, в которых скорость газа сни жается до очень малых значений (0,3—0,5 м/сек). Если в подоб ных случаях хотят полностью избежать выпадения воды в промежу
точных охладителях, то необходимо ограничить охлаждение на столько, чтобы не перейти через точку росы. Следовательно, необ ходимо иметь xsz > X] или по уравнению (14. 246) 0,622pJtz/pz>x1; отсюда определяется минимально допустимое давление насыщенных паров в охладителе
Соответственно в приведенном выше примере в первом промежу точном охладителе не пришлось бы вносить никаких изменений; во
втором промежуточном охладителе имели |
бы (pdz)2 > 1,6-0,0118 X |
X 4 = 0,0760 кг!см2, т. е. в соответствии |
с табл. 18 пришлось бы |
ограничиться tz2 |
40,2° С. |
|
С увеличением давления в выходном ресивере pz растет в дан ном случае минимально допустимое давление psz насыщенных паров и соответствующая ему температура tz, в связи с чем эффек тивность охлаждения, а тем самым и к. п. д. ухудшаются.
114а. ЧИСЛО И КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА КОРПУСОВ МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ КОМПРЕССОРОВ
Как и в случае водяных насосов, разместить "на одном общем валу больше 9—И радиальных ступеней невозможно. Иначе вал станет слишком длинным и невозможно выполнить такой большой диаметр вала, чтобы рабочее число оборотов не попало в диапазон критических чисел оборотов высшего порядка (см. раздел 121), потому что диаметр вала имеет верхний предел, учитывая условия входа в колесо. У центробежных компрессоров рабочее число оборо тов лежит обычно между критическими числами оборотов первого и второго порядка. Рабочие числа оборотов выше критического числа оборотов второго порядка могут получаться только при очень высоком абсолютном числе оборотов, соответствующем малым расхо
дам.
При обычной степени сжатия атмосферного воздуха, равной 7—10, можно без особых трудностей обойтись девятью центробеж ными ступенями, если осуществить окружные скорости, допустимые для дисков рабочих колес, кованых из специальной стали. При перемещении легких газов (синтетический газ для гидрирующих установок, газ кокосовых печей для дальнего снабжения), когда требуется такая же или даже более высокая степень сжатия, чем для воздуха, требуемое число ступеней соответственно выше и поэтому часто необходимо переходить к многокорпусной конструк ции. Отдельные валы могут вращаться при этом с одинаковым числом оборотов, будучи непосредственно соединены между собой или с общим приводом. При этом часто стремятся выполнять многопоточ ным компрессор низкого давления, чтобы иметь возможность выб рать число оборотов по условиям работы компрессора высокого давления. На фиг. 366 показан такой пятиступенчатый компрессор, у которого первые две ступени — двухпоточные. Другая возмож ность осуществления рациональной конструкции состоит в том, что
