4.2. Характеристики компресорів

Процес адіабатичного стиснення описується наведеними вище співвідношеннями незалежно від типу компресора, хоча коефіцієнт корисної дії може істотно змінюватися від одного типу компресора до іншого. Кожен тип компресора має свої специфічні особливості, які, крім іншого, визначають і спосіб його регулювання. Поршневі компресори поза сумнівом мають інші способи регулювання, ніж вентилятори або пароструминні ежектори. По суті, у кожному конкретному випадку необхідно вказувати регульовані параметри, а також обмеження, які повинні виконуватися для забезпечення безпечної і ефективної роботи.

Посилання

1. Elliott Division. Carrier Corp.. Elliott Multistage Compressors, Bulletin P-25. Jeannette, Pennsylvania. 1973.

2. Evans, F. I~, Jr., "Equipment Design Handbook for Refineries and Chemical Plants." Vol. 1 p. 76. Gulf Publishing Co.. Houston. 1971.

3. Monroe, E. S.. Energy conservation and vacuum pumps. Chem. Eng. Prog. (Oct. 1975).

4. Fallin. H. K.. and J. J. Betas. Conlrols for an axial turboblower. lustrum. Technol (May 1968)

5. Perry. R. H. and C H Chilton. "Chemical Engineers Handbook." 5th cd. p. 6-31. McGraw-Hill. New York. 1973.

6. Economical Evaporator Design buy Unitech. bulletin UT-110. Ecodyne Unitech Division. Union. New Jersey. 1976

7. Shinskey. F. G. Controlling unstable processes. Part I. The steam jet. Instrum. Contr. Syst. (Dec 1974).

8. Shah. В М . Saving energy with jet compressors. (Chem. Eng. (July 7, 1975)

9. White, M H.. Surge control for centrifugal compressors. Chem. Eng. (Dec. 25. 1972).

10. Shinskey. F. G.. Effective control for automatic startup and plant protection. Can. Contr. Instrum. (April 1973).

11. Shinskey. F. G_ Interaction between control loops. Part II: Negative coupling. Instrum. Contr. Syst. (June 1976).

4.2. ХАРАКТЕРИСТИКИ КОМПРЕСОРІВ

Процес адіабатичного стиснення описується наведеними в попередньому розділі співвідношеннями незалежно від типу компресора, хоча коефіцієнт корисної дії може істотно змінюватися в залежності від типу компресора¹. Кожен тип компресора має свої специфічні особливості, які, крім іншого, визначають і спосіб його регулювання. Поршневі компресори, без сумніву, мають інші умови регулювання, ніж вентилятори або пароструминні ежектори². У кожному конкретному випадку необхідно вказувати регульовані параметри, а також обмеження, які повинні виконуватися для забезпечення ефективної роботи.

4.2.1. Поршневі компресори

В поршневому насосі чи компресорі з кожним обертом валу поршень проходить хід, описуючи певний об'єм (робочий об'єм циліндра) від всмоктуючого до нагнітаючого отвору. Однак не весь внутрішній об'єм циліндра є робочим, через те що існує так званий - шкідливий простір, з якого газ не витісняється поршнем. На рис.4.3 показаний один циліндр поршневого компресора, з'єднаний через клапан з всмоктуючою і нагнітальною лінією, тиски в яких рівні р₁ і р₂. Поршень зображений в нижній мертвій точці, коли весь об'єм циліндра V1 заповнений газом при умовах всмоктування р₁ Т1.

При русі поршня вверх об'єм зменшується до V₂, при якому тиск газу буде рівний тиску р₂ в нагнітальному трубопроводі. Тільки після цього почнеться виштовхування газу. З рівності (4.2) одержимо:

При переміщенні в верхню мертву точку поршень описує об'єм V_D, залишаючи шкідливий простір Vс. Реальний об'єм газу, який нагнітається за один хід поршня, V₂-V_с. Об'ємний к.к.д. компресора являє собою відношення об'єму нагнітаючого газу, приведеного до умов всмоктування, до робочого об'єму циліндра:

¹ Компресорфос.-компресор, англ.-compressor, тм.-kompressor) - машина для стискування повітря або іншого газу до надлишкового тиску не нижче 0,2МПа, компресії і переміщення газів під тиском.

² Ежектор(англ.-е/ес/ог, нім.-ejektor) - струминний насос для відсмоктування (при значному розрідженні) рідин, газів, пари або сипких мас за рахунок передачі кінетичної енергії від робочого середовища (що рухається) до відсмоктувального. Дія ежектора ґрунтується на розрідженні, що створюється у ньому струминою іншої рідини (пари, газу), котра швидко рухається.

Рис. 4.3. Поршневий компресор.

При положенні поршня в нижній мертвій точці газ стискається до тиску р₂, після чого поршень переміщається в верхню мертву точку, залишаючи шкідливий простір V2 і починається виштовхування газу.

Змінюючи V₂ згідно рівняння (4.16) і V\ на V_c-V_D одержимо залежність об'ємного к.к.д. від степеня стиску і відношення об'єму шкідливого простору до робочого об'єму циліндра:

Відношення Vс/VD можна розглядати як процентне відношення об'єму шкідливого простору. Згідно Евансу [2], фактичні значення об'ємного к.к.д. будуть на 2-5% нижче теоретичних для компресорів з мастилом, і на 4-10% для конструкцій, в яких мастило не передбачено, через втрати на вході і виході. Об'ємний к.к.д. безпосередньо не впливає на механічний чи робочий к.к.д. компресора - він характеризує тільки фактично використаний об'єм, порівняно з номінальним робочим об'ємом циліндра. Багато поршневих компресорів мають "порожнини шкідливого простору", які можуть автоматично відкриватися з метою зміни об'ємного к.к.д., а отже, і витрату виштовхувального газу. Теоретично відкриття цих порожнин не знижує значення робочого к.к.д..

Об'ємна витрата, приведена до умови всмоктування, рівна виробленню робочого об'єму циліндра, об'ємного к.к.д. і частоти обертів. Таким чином, графік залежності об'ємного к.к.д. від степеня стиску еквівалентний графіку залежності об'ємної витрати від степеня стиску при даній частоті обертів. На рис. 4.4, ілюструється вплив ступеня стиску і шкідливого простору на роботу компресора.

В доповненні до порожнин шкідливого простору всмоктуючі клапани можуть бути автоматично "розвантажені", відкритими протягом всього робочого циклу.

Рис. 4.4. Графік впливу порожнини шкідливого простору на об'ємний к.к.д.

Це повністю виводить циліндр з робочого стану, без зупинки валу компресора. Деякі втрати при цьому обумовлені тим, що потік проходить через всмоктуючий клапан в обох напрямках. Однак, при короткочасних періодах регулювання, такий спосіб дозволяє уникнути втрат енергії і зносу компресора, які пов'язані з його запуском і зупинкою. Розвантажувальні пристрої використовуються в одноступінчатих компресорах, забезпечуючи двохпозиційне регулювання між двома межами значення тиску. При паралельній роботі декількох циліндрів, ці дозволяють регулювати продуктивність компресора, але без додаткового впливу на ступінь стиску.

Як розвантажувальні пристрої, так і порожнини шкідливого простору здійснюють ступеневе регулювання продуктивності. Якщо необхідно забезпечити постійний тиск чи витрату, то слід регулювати інші параметри. Найбільш бажано регулювати частоту обертів, але це можливо тільки при використанні для приводу компресора парових двигунів, двигунів внутрішнього згоряння чи турбін. Для компресорних установок електроприводи з регульованою частотою обертів надто дорогі. Слід уникати використання дросельних клапанів на всмоктуючих чи нагнітаючих лініях поршневих компресорів: закритий клапан може викликати аварію. Замість цього для регулювання тиску всмоктування, тиск нагнітання чи витрати, частина нагнітаючого потоку звично повертається в всмоктуючу лінію. Рециркуляційний потік повинен пройти через проміжний охолоджувач; якщо теплоту стиску не відводити до повернення газу в компресор, то температура рециркуляційного потоку буде неперервно зростати, що може привести до аварії. Тому рекомендується застосовувати клапан з лінійною характеристикою.

4.2.2. Ротаційні компресори

Ротаційні компресори представляють собою безклапанні машини об'ємного типу, в яких газ переміщається з входу на вихід з допомогою ковзних пластин, гвинтів чи лопастних роторів. В інших конструкціях для зменшення зношеності, при подачі забруднених газів використовується гідравлічне ущільнення. Ротаційні компресори подібні до поршневих в тому, що для регулювання тиску чи витрати необхідно вимірювати частоту обертів чи використовувати рециркуляційний клапан. В них не можна перекривати нагнітальний трубопровід. Ротаційні компресори використовуються, як правило, при тисках до 1 атмосфери чи дещо нижчих, - вони часто працюють під вакуумом. Монроу співставив двохроторні компресори і однокільцеві компресори з повітредувами і пароструменевими ежекторами для умов вакууму. Адіабатичний к.к.д. в залежності від тиску всмоктування, ближче до деякої точки, узгоджуються з рівнянням (4.12) при постійному політропному к.к.д. Наприклад, політропний к.к.д. однокільцевого компресора складає 35-39% при тисках до 200 мм рт. ст., а потім починає падати; адіабатичний к.к.д. цього компресора досягає максимуму, рівного 28% при тиску мм рт. ст. Політропний к.к.д. двохроторного

компресора рівний 55% при тиску до 60 мм. рт. ст.; його адіабатичний к.к.д. досягає 42% при 120 мм рт. ст.;дещо паде при більш високих тисках.

4.2.3. Турбокомпресори

Турбокомпресори є динамічними машинами, які створюють напір шляхом передачі кількості рухів рухомої крильчатки газу. Відомі два основних типи турбокомпресорів: відцентрові і осьові. Відцентровий компресор працює практично так само як і відцентровий насос, в якому рідина відкидається в радіальному напрямку до стінки корпуса, звідки відводиться назовні. Осьовий компресор переміщає газ в напрямку, паралельному валу, через ряд турбінних лопаток, як і в реактивному двигуні. Як видно з рисунків 4.5 і 4.6, компресори цих двох типів мають суттєво різні характеристики витрати.

Відцентрові компресори найкраще використовувати в тих випадках, коли необхідний постійний напір, в той час як осьові компресори більш придатні для підтримки постійної витрати при змінному тиску. Діапазон витрат відцентрового компресора ширший, ніж осьового, але робочі характеристики обох обмежені зоною нестійкої роботи, яка наступає при пониженні витрати.

На границі цієї зони характеристика турбокомпресора тиск - витрата міняє нахил і стає характеристикою нестійкої роботи. По мірі зменшення витрати тиску напір падає, що викликає подальше зниження витрати і тиску. Коли тиск стає нижче тиску в нагнітальному трубопроводі, відбувається миттєва зміна напрямку потоків, і тиск в нагнітальному трубопроводі починає падати. Це викликає потребу в збільшенні витрати, яке знову призводить до зменшення напрямку потоку. Такі коливання будуть продовжуватися доти, доки не буде прикладено

регулюючу дію, яка виведе компресор з зони нестійкої роботи, або доки не виникне аварія.

Рис.4.5. Характеристики напір - витрата відцентрового компресора

Рис.4.6. Характеристики напір - витрата осьового компресора

Щоб компресор працював не в зоні "помпажу", необхідно забезпечити достатньо велику витрату навіть при низькій витраті газу. Цю витрату можна забезпечити шляхом повторної подачі охолодженого стиснутого газу в лінію всмоктування через пропускний всмоктуючий клапан. В повітряному компресорі, який всмоктує атмосферне повітря, надлишок витрати стиснутого повітря можна викидати прямо в атмосферу. Однак рециркуляція і викид в

атмосферу пов'язані з втратами енергії, тому слід максимально обмежити таке регулювання.

Привід з регулюючою частотою обертів значно розширяє робочий діапазон компресора, і такий привід слід використовувати, якщо відомо, що умови роботи будуть змінюватися в широких межах. В загальному, при заданому тиску витрата змінюється лінійно в залежності від частоти обертів. Однак при турбулентному режимі тиск пропорційний квадрату витрати, а значить квадрату частоти обертів. Ця залежність обмежує можливість зниження частоти обертів компресорів на 20 чи 30% від верхнього значення.

Коли б адіабатичний к.к.д. компресора був постійним, то потужність була б пропорційна приведеній витраті і тиску. З врахуванням вище вказаних залежностей витрати і тиску від частоти обертів потужність в цьому випадку має бути пропорційна кубічній частоті обертів. Однак згідно рівняння (4.12), адіабатичний к.к.д. дещо зменшується при підвищенні ступеня стиску, і спотворює кубічну залежність. Фактично потужність, яка споживається, залежить від характеру технологічного процесу і потреб для його регулювання, наприклад, підтримка постійного тиску, постійної витрати чи комбінації цих двох параметрів. Якщо частота обертів не регулюється, то застосовується дроселювання всмоктуючого потоку, з допомогою вхідних направляючих лопаток. Лопатки не тільки знижують тиск всмоктування, а значить, витрату і (чи) тиск нагнітання, але і повідомляють обертальний рух газовому потоку. Простий всмоктуючий клапан цього не забезпечує і, значить, не є таким ефективним дросельним пристроєм. Характеристики відцентрового компресора з постійною частотою обертів і регулюючими направляючими лопатками подано на рис.4.7. Еванс [2(с.59)] вказує, що відцентровий компресор, який регулюється шляхом дроселювання потоку з допомогою направляючого апарату, при 70% витраті споживає близько 72% потужності, в той час коли при дроселюванні потоку в всмоктуючому клапані потрібно близько 75% потужності. В свою чергу при регулюванні частоти обертів потрібно всього лише 68% потужності при тій же загрузці.

Рис.4.7. Характеристика напір - регулювання відцентрового компресора.

При порівняння кривих, показаних на рис.4.5 і 4.7, бачимо, що регулювання з допомогою направляючих лопаток, розширює діапазон витрат в порівнянні з регулюванням частоти обертів. Однак на практиці робочий діапазон залежить також від параметрів технологічного процесу. Регулювання частоти обертів вважають кращим з точки зору економії енергії при понижених загрузках, а дроселювання з допомогою направляючих апаратів може розглядатися як можливий варіант.

Осьові компресори виготовляються з регулюючими направляючими лопатками статора, розміщеними між рядами лопаток ротора [4]. Вони дозволяють практично вдвічі зменшити робочі параметри, які досягаються тільки шляхом регулювання частоти обертів. При зменшенні кута встановлення лопаток статора границя "помпажу" зсувається до менших значень витрати і тиску майже так, як і при використанні направляючих лопаток відцентрового компресора.

Дроселювання всмоктуючого потоку зменшує витрату завдяки зменшенню тиску всмоктування. Слід зауважити, що по осі абсцис графіка характеристик компресора відкладена об'ємна витрата, приведена до умов всмоктування. Закриття всмоктуючого клапану не змінює об'ємну витрату на вході, але буде зменшувати витрату стиснутого потоку.

Розглянемо роботу компресора (рис.4.7) на лінії "помпажу" при куті встановлення лопаток 30° : підвищення тиску складає 82,6%, а об'ємна витрата 37,7%. За цих умов ступінь стиску буде рівний:

де: рr - розрахункове підвищення тиску для даної машини.

Якщо б замість цього використовувалось дроселювання з допомогою всмоктую- чого клапану, то характеристика компресора була б представлена однією кривою, відповідному куту встановлення лопаток 90°. Мінімальна витрата на цій кривій досягається при розрахунковому підвищенні тиску до 104%, так що:

де: р_s-тиск всмоктування за дросельним вентилем.

Тиск всмоктування, відповідно підвищенню тиску до 82,6%, можна знайти шляхом прирівнювання двох останніх нерівностей:

Тоді мінімальна витрата при дроселюванні всмоктуючого потоку, віднесена до номінального тиску на вході, р1 складе:

Для компресора, характеристика якого приведена на рис.4.7, розрахункові значення тиску всмоктування і нагнітання складають 0,083 і 0,128 МПа відповідно. Таким чином маємо:

Тоді:

Цей приклад показує, що дроселювання з допомогою всмоктуючого клапана не дозволяє розширити робочий діапазон в тій мірі, в якій це можливо при регулюванні з допомогою направляючих лопаток. Дроселювання з допомогою нагнітаючого клапану взагалі не дозволяє відхилитися від кривої максимальної продуктивності. Таким чином мінімально можлива витрата у вказаному прикладі складе 50%, в той час коли при дроселюванні з допомогою всмоктуючого клапану вона буде рівна 46,3%, а при дроселюванні з допомогою направляючого пристрою 37,7%. Більше того, втрата потужності при дроселюванні нагнітаючого потоку вище, ніж при всіх інших способах регулювання. Тому дроселювання на виході рідко використовується для регулювання компресорів.

4.2.4. Ежектори

Ежектори представляють собою компресори, в яких в якості рухомої сили використовується рідина при високому тиску. Наприклад, пара високого тиску часто використовується для відкачки повітря з вакуумної камери в атмосферу. Ступінь стиску в одноступінчатому ежекторі при достатньому к.к.д. обмежена величиною 10:1. Якщо використовується конденсуюча рідина, то ежектори можна встановити послідовно з проміжними конденсаторами. Коли робочим теплом служить водяна пара, то вимоги до розмірів ежекторів подальших ступенів і

параметрам пари, яка в них подається, знижується завдяки установці проміжних конденсаторів.

Пароструменеві ежектори дуже часто використовуються для вакуумування технологічних ємностей аж до абсолютного тиску 10мм рт. ст. Перевагою ежекторів є низька вартість і простота обслуговування. Однак їх к.к.д. 1-3 %, засновані на різниці тепловмісту робочої пари і живильної води бойлера. Така оцінка к.к.д. була б виправдана, коли тепловміст відпрацьованої пари зовсім не використовувався. Однак можливі і інші розумні підходи до оцінки к.к.д.

Адіабатичний к.к.д. компресора визначається за рівнянням (4.5). Характеристики пароструменевих ежекторів, приведені в роботах [2(с.87),5], дають залежність "коефіцієнта захоплення", який представляє собою масу стиснутого повітря чи газу на одиницю маси пари чи робочого газу, від тиску всмоктуючого робочого і стиснутого потоків. В кожному випадку адіабатичний к.к.д. може бути розрахований по адіабатичному тиску стиснутого газу і розрахункової роботи потоку робочої рідини.

Еванс [2(с.87)] приводить відношення мас пари і повітря в функції абсолютного тиску всмоктування для одного з шести послідовно встановлених пароструменевих ежекторів з проміжними конденсаторами. Криві, як правило, представляють собою пряму лінію в логарифмічних координатах. Ця лінія, відповідає максимальному к.к.д. при оптимальних комбінаціях, і описується рівнянням:

де: р1 виражається в паскалях; - відношення маси пари до маси повітря; надмірний тиск пари, що подається, складає 0.69 МПа.

У табл. 4.2 представлені значення адіабатичного к.к.д., розраховані за допомогою рівнянь (4.5) і (4.19) за умови, що робота насиченої водяної пари, що розташовується, при надмірному тиску 0,69МПа складає 844кДж/кг.

Адіабатичний к.к.д. одноступінчатого апарату швидко падає при наближенні до межі робочого діапазону. У табл. 4.3 приведені значення к.к.д. одноступінчатого пароструминного ежектора, отримані по точках кривих, представлених в роботі [2 (с. 87)].

Таблиця 4.2 Максимальний к.к.д. багатоступінчатих ежекторів при надмірному тиску водяної пари, що подається, 0,69 МПа

Таблиця 4.3 Значення к.к.д. одноступінчатого ежектора при надмірному тиску водяної пари, що подається, 0,69 МПа

Значення політропного к.к.д. для багатоступінчатих і одноступінчатих ежекторів були розраховані значення η_а (адіабатичний к.к.д), шляхом розв'язку рівняння (4.12), відповідно

Значення політропного к.к.д., приведені в табл. 4.2 і 4.3, показують, що багатоступінчаті ежектори по ефективності не поступаються вакуумним насосам при низькому абсолютному тиску, тоді як одноступінчаті ежектори майже удвічі менш ефективні.

Підвищення тиску робочої пари покращує адіабатичний к.к.д. ежектора. Для сукупності параметрів, вказаних в табл. 4.2 при тиску всмоктування 13,3 кПа, підвищення надлишкового тиску робочої пари до 1,034 МПа приводить до збільшення до 11,5%, а зниження надлишкового тиску робочої пари до 0,483 МПа викликає падіння цього к.к.д. до 8,5%.

Пароструминні ежектори часто використовуються для такого стиснення пари, що відводиться з випарних апаратів, при якому стає можливим подальше використання тепла цієї пари. В даному випадку адіабатичний напір і к.к.д. мають невисокі значення, оскільки метою процесу є теплообмін.

У роботі [6] пароструминий ежектор, до якого підводиться насичена пара з витратою 474 кг/год при надлишковому тиску 1,034 МПа. Цей ежектор стискає 526 кг/год водяної пари, що відводиться з випарного апарату при абсолютному тиску 0,053 МПа, і проводить 1000 кг/год пари при атмосферному тиску і температурі 116,7°С, тепло якого використовується в тому ж випарному апараті.

В процесі змішування енергія не втрачається, хоч і відбувається втрата роботи, ексергії . Розділивши роботу, ексергію, на виході на суму робіт робочого і всмоктуваного потоків, отримаємо робочий к.к.д., рівний 84,5%, а адіабатичний к.к.д. за тих же умов, згідно розрахункам, складає всього лише 7,6%.

Підвищення економії пари, обумовлене застосуванням компресора, є найважливішим чинником ефективності випарного процесу. Із-за відмінності в питомій теплоті пари, що конденсується, і води, що випаровується, а також унаслідок теплових втрат кожні 1000 кг гріючої водяної пари дозволяють відвести тільки 850кг вторинної пари. При використанні струменевого компресора 474 кг гріючої пари з надлишковим тиском 1,034 МПа дозволяють відвести таку ж кількість вторинної пари, збільшуючи при цьому відношення мас вторинної і гріючої пари від 0,85 до 1,79. По суті, досягається двоступеневе випаровування при одній і тій же кількості вторинної пари. Підвищення надмірного тиску пари до 1,72 МПа збільшує вказане відношення мас до 1,88 , хоча робочий к.к.д. знижується до 81,9%.

Ежектори приводяться в дію потоком тільки водяної пари заданого тиску, що підводиться до нерухомого сопла. Регулювання тиску у відкачуваній посудині здійснюється або дроселюванням потоку у всмоктуючій лінії, або впусканням в неї повітря, або зміною інтенсивності теплообміну в розміщеному за ежектором конденсаторі, де присутні пари, що конденсуються. Проблема відшукання оптимального режиму конденсації обговорюється в подальших розділах при розгляді паро-ежекторного охолоджування і випаровування.

Ні дроселювання всмоктуваного потоку, ні впускання повітря не надають впливи на паровий потік; отже, ежектор споживає максимальну витрату пари незалежно від навантаження установки. Проте швидкість відкачування протікаючої через ежектор речовини змінюється залежно від тиску всмоктування. При деяких значеннях витрати і тиску робота даного ежектора може стати нестійкою [7]. На мал. 4.8 приведена характеристика, отримана для деяких ежекторів.

Поки тиск всмоктування ежектора (мал. 4.8) нижче 10 мм рт. ст. або вище 30 мм рт. ст., швидкість відкачування монотонно змінюється залежно від витрати повітря через всмоктуючий клапан. Коли ж тиск всмоктування перевищить 10 мм рт. ст., швидкість відкачування починає падати, поки тиск не досягне ~ 100 мм рт. ст., причому до цієї точки вона підвищується безконтрольно. Аналогічна картина спостерігається при спробах знизити тиск нижче ЗО мм рт. ст. Спроби регулювання в цій області приводять до коливань з постійною амплітудою, що отримали назву граничних коливань. Єдиним рішенням цієї проблеми є така зміна профілю сопла, при якому ежектор стійко працюватиме у всьому робочому діапазоні.

³ Ексергія -максимальна робота яку може викоати термодинамічна система при переході від даного стану до стану рівноваги з навколишнім середовищем. Інколи називають робото здатністю системи

Рис. 4.8. Графік залежності швидкості відкачування від тиску всмоктування .

У роботі [2, з. 87] приведений коефіцієнт витрати пари, призначений для коректування характеристик ежектора при надмірному тиску робочої пари, що відрізняється від 0,69 МПа. У табл. 4.4 показаний вплив зміни тиску пари на його споживання і адіабатичний к.к.д.

Оскільки сопло працює при звуковій швидкості (абсолютний тиск на виході більш ніж удвічі перевищує абсолютний тиск на вході), витрата пари прямо пропорційна абсолютному тиску на виході. Величина к.к.д. також змінюється залежно від тиску робочого середовища, а результуючий повітряний потік визначається сумісною дією двох вказаних ефектів. Єдиним способом зменшення витрати пари до окремого ежектора є зниження тиску робочого потоку. З іншого боку, можна встановити паралельно цілий ряд ежекторів і відключати частину з них при зниженому навантаженні.

Таблиця 4.4 Вплив тиску пари на її споживання, продуктивність і к.к.д. при тиску 250 мм рт. ст.

У роботі [8] описаний струменевий компресор, використаний для підвищення тиску газоподібних продуктів відгону до тиску в колекторі з газоподібним паливом; робочим потоком служить не сконденсований газ, високого тиску, що направляється в той же колектор. Тиск в обох газових потоках регулюється за допомогою дросельних клапанів на входах в компресор.

Список використаної літератури

1. Шински Ф.- Управление процессами по критерию зкономии знергии, М: Мир, 1981,-388с.

2. Максимова О. М., С тесин М. С, Тищенко И. И. Машиньї для отделочньїх работ.— М.: Стройиздат, 1984.— 224 с.

3. Мещанинов А. В., Пугачев Б. И., Евдокимов В. А. Оборудование, оснастка и средства малой механизации для отделочньїх работ.— Л.: Стройиздат, 1989.—240 с.

4.3. РЕГУЛЮВАННЯ ТИСКУ І ВИТРАТИ

Компресори використовуються в різних технологічних процесах. Вони можуть подавати початкову сировину в ²реактори і відводити газоподібні продукти з реакторів. Крім того, вони застосовуються для транспортування газів як рушії і допоміжні вентилятори, що підвищують тиск в магістральних лініях. Ще однією типовою областю застосування компресорів є їх використання як теплових насосів у випарних апаратах, дистиляційних колонах і холодильних установках. Кожен з цих процесів має свої специфічні вимоги і особливості. У одних процесах необхідно регулювати витрату, в інших - тиск, причому співвідношення між витратою і тиском змінюється від одного випадку використання компресора до іншого. У цьому розділі розглядаються характеристики і вимоги технологічних процесів, а також їх взаємодія з характеристиками компресора.

4.3.1. Характеристики компресора і навантаження

Як простий випадок розглянемо повітряний компресор, який всмоктує атмосферне повітря і нагнітає його в установку, в якій існує як статичний напір, так і швидкісний напір, обумовлений опором потоку.

На мал. 4.9 представлена принципова схема такої системи. Статичний напір може створюватися стовпом рідини або, як показано на схемі, контуром регулювання тиску - ефект буде тим же самим. В деяких випадках статичний напір постійний або рівний атмосферному тиску; у інших - змінюється залежно від вимог технологічного процесу.

Майже у всіх практичних випадках потік є ^Зтурбулентним, і, отже, швидкісний напір пов'язаний з масовою витратою співвідношенням:

де - стала величина (коефіцієнт), що характеризує опір потоку, молекулярна маса газу, Т₂ - абсолютна температура газу при тиску р₂. Масова витрата F_L пропорційна об'ємній витраті, приведеній до умов всмоктування:

¹ Компресор— машина для стискування повітря або іншого газу до надлишкового тиску не нижче 0,2 МПа, компресії і переміщення газів під тиском.

² Реактор - апарат для проведення хімічних реакцій при певних температурах і тисках.

³ Турбулентний потік - вид потоку в'язкої рідини (наприклад, нафти), при якому відбувається перемішування між сусідніми шарами рідини.

Компресор нагнітає повітря в установку, в якій існують статичний тиск р₃ і швидкісний напір р₂ - рз, обумовлений опором технологічного устаткування.

Комбінуючи ці два вирази і використовуючи ті ж, що і для побудови характеристики компресора, координати, можна побудувати графік залежності об'ємної витрати, приведеної до умов всмоктування і процесу, що представляє навантаження, від ступеня стиснення р2/р1

Коефіцієнт опору k_L повинен змінюватися, особливо в тих випадках, коли стиснутий газ витрачається декількома споживачами. На мал. 4.10 представлені типові характеристики навантаження, отримані за допомогою рівняння (4.23) і побудовані в тих же координатах, що і характеристики компресора.

При постійному навантаженні стале співвідношення між тиском і витратою, що досягається шляхом регулювання частоти обертання або положення лопаток, визначається нахилом характеристики навантаження. Навпаки, коли навантаження змінюється при постійній частоті обертання, тиск і витрата змінюватимуться уздовж кривої постійної частоти обертання. Ця залежність має пряме відношення до стійкості систем регулювання, в яких використовується дренажний вентиль, як показано на мал. 4.9 (або еквівалентний рециркуляційний клапан) для запобігання помпажа шляхом зміни навантаження.

Холодильні компресори використовуються для перекачування тепла з

Рис 4.10.Як опір технологічного устаткування, так і статичний натиск можуть піддаватися зміні.

холодної зони в резервуар з атмосферним тиском або до гарячого потоку. Навіть за відсутності теплового навантаження між гарячою і холодною зонами системи зазвичай існує різниця температур аналогічна статичному напору. Тиск всмоктування компресора прагнутиме до тиску пари холодоагента при регульованій температурі процесу, тоді як тиск нагнітання наближатиметься до тиску пари при температурі потоку, що нагрівається. У міру збільшення теплового навантаження на холодній і гарячій сторонах теплообмінника виникнуть пропорційні ²градієнти

¹ Холодильний агент (Холодоагент) — робоча речовина холодильної машини, яка при кипінні або в процесі розширення віднімає теплоту від охолоджуваного об'єкту і потім після стиснення передає її охолоджувальному середовищу (воді, повітрю і т. п.).

² Градієнт - міра зростання або спадання в просторі якоїсь фізичної величини на одиницю довжини.

температури, які викличуть падіння тиску всмоктування і підвищення тиску нагнітання. Отже, для теплових насосів також важлива характеристика навантаження технологічного процесу. Для даної установки статичний напір змінюватиметься залежно від температур джерела і приймача тепла; нахил характеристики навантаження може також бути змінений за допомогою регуляторів температури, які управляють процесами 'дроселювання потоку, а також заповнення або байпасування теплообмінників.

4.3.2. Узгодження постачання і споживання

Існують два основні режими роботи компресорів: з постійною витратою і з постійним тиском. Характерним прикладом першого режиму є робота осьового компресора, що подає повітря в доменну піч. В цьому випадку необхідно регулювати масову витрату повітря, оскільки воно визначає продуктивність печі. Проте опір потоку повітря в печі змінюється в часі, викликаючи коливання напору при даній витраті. Найкраща характеристика регулювання осьового компресора по витраті мало чутлива до зміни натиску, але проте необхідне регулювання частоти обертання і (або) положення лопаток статора, особливо при змінній продуктивності печі.

При паралельній подачі повітря або газу декільком споживачам зазвичай використовуються відцентрові компресори. Для надійного постачання кожного споживача необхідно підтримувати постійний тиск в нагнітальному колекторі. Статичний напір буде, ймовірно, залишатися постійним, а нахил характеристики навантаження змінюватиметься залежно від витрати стиснутого газу. Для підтримки постійного тиску нагнітання необхідно регулювати частоту обертання компресора, кут лопаток або положення регулюючого органу всмоктуючого клапана.

Велика частина цих систем забезпечує постійний тиск нагнітання незалежно від фактичної потреби в ньому. Кожен споживач знижує витрату стиснутого газу просто шляхом дроселювання

Мал. 4.11.Тиск нагнітання поволі регулюється для підтримки найбільш відкритого вентиля в положенні, близькому до повного відкриття. PC - регулятор тиску; VPC — регулятор положення клапана.

потоку від джерела постійного тиску. Якщо число споживачів невелике, тиск нагнітання компресора можна звести до мінімуму за допомогою регулятора

¹ Дроселювання — процес зниження тиску рідини під час її руху.

На практиці такі системи використовуються на водонасосних станціях для підтримки необхідного статичного напору р, у споживача шляхом узгодження тиску нагнітання і втрат в лінії при зміні навантаження. Таким чином їх можна застосовувати для компресорів, обслуговуючих декілька виділених споживачів.

4.3.3. Захист технологічної установки і приводу компресора.

Підтримка необхідної витрати і тиску є одним з аспектів регулювання компресора. При нормальній роботі цілком досить регулювати ці два параметри. Проте на практиці можливі відхилення від нормальних умов, у зв'язку з чим необхідно передбачати захист технологічного устаткування, компресора і його приводу. Захист компресора є складною проблемою і детально розглядається в наступному розділі. Тут розглядаються простіші системи захисту технологічного процесу від перевищення тиску і приводу від перевантажень.

Впливаючи на компресор, можна регулювати тільки один з трьох взаємозалежних параметрів: витрата, тиск всмоктування або тиск нагнітання. Якщо необхідно регулювати ще який-небудь параметр, то слід знайти іншу керовану змінну, наприклад витрата ще одного потоку, що підводиться або відводиться від системи. Проте в більшості випадків регулювання інших параметрів потрібне лише в крайніх випадках, наприклад, щоб уникнути неприпустимого підвищення тиску. Розглянемо відцентровий компресор, тиск нагнітання якого зазвичай регулюється шляхом дроселювання у всмоктуючому клапані. При малих навантаженнях клапан, що дроселює, може виявитися прикритим настільки, що тиск всмоктування стане нижчий атмосферного, внаслідок чого мастило сальника втягується в компрессор. Якщо це неприпустимо, то регулятор тиску всмоктування повинен блокувати регулятор тиску нагнітання, як тільки тиск всмоктування падає нижче вказаного значення. Після того, як відбудеться блокування, регулятор тиску нагнітання відключається і тиск, підвищуючись, може перевищити задане значення.

У іншому крайньому випадку можливе надмірне відкриття всмоктуючого клапана, що викликає перевантаження електродвигуна . В цьому випадку вимикач взагалі зупинить компресор, внаслідок чого буде потрібно втручання оператора при запуску. Щоб уникнути цього можливе блокування всмоктуючого клапана регулятором навантаження електродвигуна при навантаженні двигуна декілька меншим значенням, при якому спрацьовує вимикач. В цьому випадку також виникне відхилення тиску, воно приведе до повної зупинки компресора.

На мал. 4.13 показано два регулятори блокування, зв'язані з регулятором тиску нагнітання. Селектор верхнього рівня запобігає повному закриванню всмоктуючого клапана.

положення клапана, що діє по сигналу найбільш відкритого вентиля, як показано на рис 4.11. Кожен вентиль регулюється незалежно самим споживачем, а регулятор положення клапана стежить за тим, щоб тиск в колекторі був достатнім для забезпечення найбільшої з витрат газу до споживачів. Регулятор положення клапана повинен спрацьовувати повільніше, ніж регулятори всіх споживачів, - інакше він порушить нормальну роботу споживачів, змінюючи тиск дуже швидко. Якщо споживачі контролюють витрату газу, то можливе коректування показів витратомірів з урахуванням зміни тиску в нагнітальному колекторі.

Якщо число споживачів велике або якщо вони віддалені від компресора, то можна встановити залежність оптимального тиску нагнітання від витрати. Якби система, показана на мал. 4.11, забезпечувала тільки одного споживача, регулятор положення клапана повинен був перетворювати змінний опір навантаження в постійний. При постійному тиску газу, що подається, регулювання постачання споживача може бути забезпечене тільки шляхом зміни опору регулюючого клапана. Але повертаючи регулюючий клапан в попереднє положення після змін витрати, регулятор положення клапана змінюватиме опір навантаження. При постійному опорі тиск змінюється услід за витратою відповідно до єдиної характеристики навантаження.

Мал. 4.12. Ця система економить енергію, знижуючи тиск нагнітання при зменшенні витрати і зберігаючи постійний кінцевий тиск. Р- давач тиску; PC - регулятор тиску; DP- давач перепаду тиску; НІС - пульт напівавтоматичного управління

Потім може бути створена регулююча система постійного опору, схематично зображена на мал. 4.12, в якій задане значення тиску змінюється пропорційно вимірюваній величині витрати. Необхідне співвідношення між витратою і тиском визначається рівнянням (4.21). Проте, якщо для вимірювання витрати використовується діафрагма, перепад тиску повинен бути пов'язаний з витратою співвідношенням

де k_m - коефіцієнт витратоміра; h₂ - перепад тиску за показами витратоміра. Якщо (4.24) прирівняти (4.21), то перепад тиску по витратоміру можна пов'язати з падінням тиску в трубопроводі або технологічній установці:

¹ Енергія - загальна кількісна міра руху і взаємодії всіх видів матерії.