5. Расход энергии на сжатие газа в поршневых компрессорах

Для оценки совершенства реального процесса сжатия газа в компрессоре, а также для сравнения машин различных кон­струкций сопоставляют действительный (политропический) рас­ход работы в цилиндре с изотермическим или адиабатическим расходом работы. При этом соответственно получают два коэффи­циента полезного действия: изотермический—г)_из = Ь_из/Ь_аол и адиабатический — г|_ад = L_w/L_aojl. Первый коэффициент ха­рактерен для хорошо охлаждаемых компрессоров, а второй — для работающих с недостаточным охлаждением. Работа трения поршня о цилиндр, штока в сальниках, вала в головках шатуна и в коренных подшипниках учитывается механическим коэффи­циентом полезного действия компрессора т]_м. Таким образом, при часовой производительности компрессора G кг/с мощность на его валу выразится так (в кВт):

., _ GL_H3 .... .

^N* - ЮООПизЛы ЮООПадПм ¹ ' '

Частота вращения вала компрессора обычно не превышает 200 об/мин, поэтому при использовании электродвигателя тре­буется промежуточная передача, коэффициент полезного действия которой обозначим через ц_Пср. Для определения полного коэф­фициента полезного действия компрессорной установки т]_к не­обходимо учесть еще коэффициент полезного действия двигателя г|_д:

% ='Пиз'Пм'Ппер'Пд "ли Т]_анТ]мТ]пер¹1д (III.9)

Таким образом, полная мощность компрессорной установки (в кВт) будет:

дг _ 6^-из с^-ад /jjj щ

^к 1000г)_изТ)_мГ|_ПерТ)д 1000г|_адГ|_мг)_перГ|д

Для одноступенчатого компрессора величины L„₃ и 1_ад могут быть найдены по формулам (III. 1) и (III.2). В случае я-ступен-чатого компрессора для газов, приближающихся к идеальным, имеем:

^„з=С+С+"-+4з⁾ « ^ад = ^д+£ад+"-+С

Здесь через £._Из> ^-из> •••> и £.ад> ^ад, •••> 1*ад обозначены изотермические и адиабатические удельные работы в отдельных ступенях. При равенстве работ во всех ступенях L_m = nL'_a3 и

*^ад — ч^ад-

Для реальных газов и паров необходимо пользоваться i—S-диаграммой (рис. Ш-5, б), определяя по ней адиабатическую (или изотермическую) работу сжатия 1 кг газа [формула (III.2а)]. Тогда для одноступенчатого компрессора

_Nk= , (III.11)

1000г)_адг)„г)_ПерГ)д В случае п-ступенчатого компрессора величина (t₂—j_x) вы­разится суммой перепадов тепла в отдельных ступенях, т. е. к — h = (к — t'Jj + (i₂ — к)г + • • ■ + (к — к)п- При равен­стве работ во всех ступенях получим: £₂ — i_x = п (к — k)i-

Величины T]_1I3 и г]_ад зависят главным образом от степени сжа­тия газа и интенсивности охлаждения компрессора; в среднем они колеблются в следующих пределах: г\_аз = 0,75—0,85; т]_а =s = 0,85—0,95; т)_м = 0,85—0,95.

6. Регулирование производительности поршневых компрессоров

Регулирование производительности поршневых компрессоров имеет своей целью обеспечить переменную подачу сжатого газа при сохранении его давления соответственно требованиям техно­логического процесса. Выгоднее всего регулировать производи­тельность путем пропорционального изменения числа оборотов компрессора, что, однако, просто осуществляется лишь при его соединении с паровым двигателем. Электродвигатели переменного тока с плавным регулированием числа оборотов сложны и дороги, поэтому они не применяются для приведения в действие компрес­соров. В химической промышленности, где компрессоры обслу­живаются преимущественно электродвигателями с постоянным числом оборотов, приходится пользоваться другими, хотя и менее экономичными, способами регулирования.

Наиболее простой способ регулирования подачн сжатого газа путем воз. вращения его избытка во всасывающий газопровод является наименее эконо.

Рис. II1-8. Влияние способа регулирования производительности компрессора на его рабочую диаграмму:

а — дросселирование всасывающего газопровода; б «• присоединение дополнительного вредного пространства.

мичным, поскольку при этом теряется энергия, затраченная на сжатие возвра­щаемого количества газа. В случае многоступенчатых компрессоров относитель­ная потеря энергии может быть значительно понижена (пропорционально числу ступеней), если перепускать газ ие после последней, а лишь после первой сту­пени. При этом, однако, межступенчатые давления понизятся и степень сжатия в последней ступени повыситсн, ограничивая тем самым диапазон регулирования соответственно предельно допустимой температуре сжатого газа.

Несколько более экономичным является регулирование производительности компрессора путем частичного перекрывания (дросселирования) всасывающего газопровода. При этом вследствие роста гидравлического сопротивления дав­ление всасывания р_х падает до р[, но сохраняется давление нагнетания р_г (рнс. Ш-6, а). Массовая производительность компрессора будет уменьшаться соответственно падению давления р_х (возрастанию удельного объема газа) и объемного коэффициента полезного действия (нз-за роста степени сжатия pjpx)-Разумеется, в результате роста отношения pjp[ будет увеличиваться расход энергии на сжатие 1 кг газа. В случае многоступенчатого сжатия давления газа между ступенями уменьшатся, но останется неизменным давление в последней ступени, так как оно зависит от давления в нагнетательном газопроводе. При этом степень сжатия останется та же, что и прн нормальном режиме, во всех сту­пенях, кроме последней, где она возрастет примерно обратно пропорционально уменьшению производительности. В связи с этим диапазон регулирования, как и в предыдущем случае, ограничивается предельно допустимой темпера­турой сжатого газа. Необходимо помнить, что рассматриваемый способ регу­лирования сопряжен с образованием вакуума иа всасывающей стороне ком­прессора и, следовательно, с возможностью подсоса атмосферного воздуха, опас­ного в случае сжатия газов, образующих взрывчатые смеси с кислородом воз­духа.

Высокой экономичностью отличается способ регулирования производитель­ности путем автоматического воздействия на клапаны компрессора. Так, если воспрепятствовать самодействующему всасывающему клапану закрыться, то газ, поступивший в цилиндр прн ходе всасывания, будет частично вытесняться обратно во всасывающий газопровод прн обратном ходе поршня (иногда длн этой цели вместо использования рабочих клапанов в цилиндре предусматрива­ют специальные перепускные клапаны). Здесь возможны три варианта: полный отжим всасывающих клапанов, частичный их отжнм и отжим на части хода поршня. Прн первом варианте сжатие газа в цилиндре полностью прекращается и подача газа становится равной нулю, а два других варианта позволяют произ­водить плавное регулирование. Прн равномерном сокращении всасывания во всех ступенях многоступенчатого компрессора возможно плавное регулирование его производительности во всем диапазоне — от 0 до 100%. Высокая экономич­ность рассматриваемого способа регулирования обусловлена тем, что практи­чески отсутствует расход энергии на сжатие газа, не поступающего в нагнета­тельный трубопровод (соответствующего понижению производительности ком­прессора).

Наиболее экономичным, простым и надежным является спо­соб регулирования путем присоединения к цилиндру компрессора дополнительных вредных пространств. С этой целью крышка цилиндра делается пустотелой и ее полость разделяется на ряд ячеек, из которых каждая может быть присоединена к цилиндру посредством клапана, открывающегося вручную или автомати­чески. На рис. 111-6, б показан вид индикаторной диаграммы (изображена сплошными линиями) после присоединения к нор­мальному объему вредного пространства FS_U увеличенного объема FS_a (вид диаграммы до присоединения FS_a изображен пунктирными линиями). Вследствие увеличения объема вредного пространства всасывание газа будет происходить не на пути S_t, а на меньшем пути 5₂, т. е. уменьшится производительность компрессора [см. формулу (III.5)] без заметного увеличения удельного расхода энергии и изменения степени сжатия газа. В случае многоступенчатого компрессора сохранится та же кар­тина, если присоединение дополнительного вредного пространства возможно во всех ступенях.

Б. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Центробежные компрессоры по принципу действия и устрой­ству аналогичны центробежным насосам. Они состоят из одного или нескольких лопастных колес, при вращении которых разви­вается центробежная сила, сообщающая газу запас кинетической энергии, преобразующейся затем в энергию давления. В отличие от насосов рабочим телом в центробежном компрессоре яв­ляется газ, сжатие которого сопровождается уменьшением объема.

В зависимости от создаваемого избыточного давления при­няты следующие наименования центробежных компрессоров: турбокомпрессоры, турбогазодувки и вен­т и л я т о р ы. Рабочее давление первых — более 0,3 МПа, вто­рых — от 0,01 до 0,3 МПа, третьих — до 0,01 МПа. Заметим, что турбогазодувки отличаются от турбокомпрессоров числом рабочих колес (ступеней): у первых 1—4, а у вторых—до 16 и более. В связи с этим оба указанных типа машин будут ниже рассмотрены вместе.