13.15. Экономичность работы компрессора

Основный показателем экономичности работы компрес­сора является расход энергии на его эксплуатацию. Этот

Э61

расход энергии удобно относить на 1000 м³ газа при нор. мальных условиях, подаваемого компрессором.

Пусть мощность на валу компрессора с электроприво­дом равна N при непосредственном соединении валов с по­мощью муфты* Если компрессор всасывает в минуту Q_Mliqi ы^а, газа при нормальных условиях, то удельный расхо" энергии, кВт-ч/(1000 м^а)

5_УД = 1000AT/(60QUiJ- (»3.17)

Этот удельный расход энергии соответствует определенной степени сжатия. Изменение степени сжатия при прочих равных условиях изменяет и Э_№ Поэтому сравпенне удельных расходов энергии с целью выяснения энергетиче­ской эффективности данного компрессора можно произво­дить только для компрессоров, нагнетающих одинаковые газы с одинаковыми степенями сжатия.

Показателем экономичности по ГОСТ является удель­ный расход мощности (см. табл. 13.2).

1-М 6. Расчет основных размеров ступеней компрессоре

Расчет основных размеров ступеней компрессора состо­ит в определении хода поршней, их площадей и диаметров, В основе расчета лежит формула подачи (13.12), из кото­рой следует

у = *к— (13.18)

Для расчета рабочего объема 1/_р, м³, цилиндра ступени необходимо иметь числовые значения 0ь а, е, л_р, и, Ят_р Яг.

Подача Q_T при условиях всасывания должна быть за­дана; относительный объем мертвого пространства а, по­казатель политропы расширения л_р и коэффициенты А* я &г задаются, как указано в § 13.2 и 13.4.

Частоту вращения принимают в зависимости от подачи компрессора. Компрессоры малой подачи соединяются t двигателем непосредственно эластичной муфтой, и для им л=730 об/мин. Компрессоры средней подачи приводятся» движение также от асинхроннчх электродвигателей, но че* рез клпноременную передачу» и в этом случае л=4(ХК-500 об/мин. Крупные компрессоры приводятся в двияее* ние синхронными двигателями с п=125 и 167 об/мин.

Степень повышения давления ступени компрессора оп­ределяется ПО Д£Ж1ЫМ § 13.5.

382

При принятом числе ступеней г и заданных начальном и конечном давлениях р\ и рн степень сжатия ступени оп­ределяется соотношением

_-V

.—■ ^е"

2—1

где с_к=р_к/р,; Х_е ~ коэффициент, учитывающий потерн давления в промежуточных охладителях. В ориентировоч­ных расчетах можно принимать h_E«0,93 одинаковым для всех ступеней-

Рабочий объем цилиндра определяется площадью пор­шня и его ходом;

V_P = SQ_U (13.I9)

Для ступени компрессора, образованной поршнем одно­го диаметра D_u

V_p =,0„785Df S. (13.20)

Для ступени, образованной дифференциальным пор* шнем с диаметрами D_t и D_2>

V_p= 0,785 (Df —£>)S. (13.21)

Из уравнений (13.20) и (13.21) можно определить ход поршня и диаметры, приняв отношение SfD\_t рекомендуе­мое практикой. Для вертикальных бескрейцкопфных ком­прессоров S/D_l =0,5, для горизонтальных кребикопфных 5/Л₁₌0,6-=-0,9.

Определение размеров цилиндров отдельных ступеней многоступенчатых компрессоров производится с учетом по­следовательного уменьшения объема сжимаемого газа.

Пример 13.1. Определить основные размеры и мощность горизон­тального компрессора с дифференциальным ппршнем, если известно, что 0,—10 м»/иин; P_t=0_t\ МПа; р_к=0,9 МПа.

Охлаждение происходит в промежуточном охладителе до началь­ной температуры г=25°С.

Решение. Принимаем количество ступеней z=2. Газовым сопротив-леннем при входе в цилиндр пренебрегаем.

По указанному в § 10.5

е

_-|/_°i3 3 1

Промежуточное давление за первой ступенью

Pnp.= eft = 3,l-0,l=0p31 МПа.

эеэ

Рабочий объем цилиндра первой ступени по формуле (12.12) при е=0,ОЭ; п_р^\$\ ^=0,9% Xt=0_p97; я-500 об/ния

. 10

^Vp ~ [1-0,02(ЭЛ^ода-1)50,92-0,97.500 " ^(К0ЮБ *'

поэтому 0,785 Dp^O.0235. Принимаем S/D₁₌0,7. Для определен»*

Di имеем уравнение 0,0285*=0»55/>* откуда следует Д~350 мм; 5—

-250 мм.

При охлаждении в промежуточном охладителе до начальной тем­пературы

№ уравнения (13.21) получаем

D_a=285 мм.

ГЛАВА ЧЕТЫРНАДЦАТАЯ РОТОРНЫЕ КОМПРЕССОРЫ