Главная  Переработка нефти и газа 

Скачать эту книгу

0 1 2 3 4 5 6 7 [ 8 ] 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57

пары не конденсируются, они вместе с воздухом способны совершать работу расширения. В этом случае наличие водяных паров не отражается заметно на производительности компрессора и на работоспособности сжатого воздуха. Однако в процессе сжатия с охлаждением часть паров может конденсироваться. Это объясняется тем, что в процессе сжатия парциальное давление паров возрастает, а следовательно, возрастает температура насыщения, равная температуре конденсации. При неохлаждаемом сжатии температура паровоздушной смеси возрастает, превышая температуру насыщения (конденсации). При охлаждаемом сжатии, а также при охлаяодении в промежуточных холодильниках температура паровоздушной смеси может понизиться до температуры насыщения, соответствующей возросшему парциальному давлению паров, часть которых при этом конденсируется.

При протекании в воздухопроводах воздух подвергается дальнейшему охлаждению, связан1юму с конденсацией паров. Производительность компрессора уменьшается на величину, соответствующую "объему паров, конденсирующихся при охлаждаемом сжатии и охлаждении в воздухопроводах. Кроме того, возникает необходимость удаления сконденсировавшейся влаги продувкой, что также связано с некоторой потерей воздуха.

Понижение производительности компрессора вследствие влажности воздуха учитывается коэффициентом влажности, величина которого в среднем равна Х, -- 0,98--0,99. При < 1 удельный расход энергии компрессора возрастает, поскольку часть энергии затрачивается на сжатие паров, потерявших при конденсации свою работоспособность.

Влияние неплотностей в компрессоре. Утечки и перетекания

Компрессор подает в магистраль меньше воздуха, чем он всасывает, вследствие утечек через неплотности. Основные причины утечек: неплотное прилегание клапанов; зазоры между цилиндром и поршнем, или, вернее, между цилиндром и поршневыми кольцами; неплотности в сальниках.

На фиг. 14 показаны основные пути утечек и перетеканий. Утечки воздуха наружу через всасывающий клапан, через сальник и через зазоры между поршнем и цилиндром при одной рабочей полости ведут к потере части всосанного воздуха. Перетекания через нагнетательный клапан и в цилиндр для компрессора двойного действия приводят 52

Фиг. 14. Пути утечек и перотеканнй в поршневом компрессоре.

петеканию сжатого воздуха в полость низкого давления, к "p.j-BHe чего уменьшается количество вновь поступающего воз-вслеД g первом случае, подача компрессора сни-

духа, •

тпште утечек и перетеканий учитывают коэффициен-о м н с п л о т н о с т и К, который представляет собой отношение количества действительно поданного в магистраль воздуха !f количеству всасываемого воздуха. Коэффициент Х„ меньше единицы. При хорошем выполнении и правильной эксплуатации поршневого компрессора величина ?v„ = 0,98-:-0,99. Износ компрессора вследствие несвоевременного и некачественного ремонта н неудовлетворительной смазки, а особенно неплотное прилегание клапанов к седлам значительно снижают величину к,. Недочеты эксплуатации и отсутствие систематической проверки производительности компрессора приводят к снижению коэффициента до величин порядка 0,8-0,7. " Результирующее влияние приведенных

выше коэффициентов производительности можно выразить одним коэффициентом подачи К: К XX,,KrkJk„. Коэффициент подачи представляет собой отношение массового количества воздуха, фактически подаваемого в магистраль (за один ход, один оборот или в единицу времени) к массовому количеству воздуха, которое за тот же период рабочего времени мопто бы поместиться в объеме, описываемом поршнем, при давлении и температуре окружающей среды, из которой производится всасывание. Для хорошо выполненных и правильно эксплуатируемых компрессоров коэффициент подачи имеет в среднем следующую величину: I = 0,86--0,88.

Обозначим:

D - диаметр порпшя

14. Коэффициент подачи

15. Производительность поршневого компрессора

- площадь d - диаметр

- площадь

в ж;

в Л!

поршня штока в штока в м

5 - ход поршня ,в м;

п - число оборотов в минуту или число двойных ходов поршня; ш - угловая скорость вала компрессора в Усек.

компрессора простого действия полостях компрессора двойного или в обеих рабочих

Обычно в рабочей полости шток отсутствует. В рабочих действия шток имеется или в одной полости полостях (при разгруженном поршне).

Производительность компрессора простого действия определяется выражением

V --FSX мЧсек

~ fSnX мин. I

ш™"ГрГГ-°"ь -рессора л»„.„„.„ д,,„„„„ J

™каТ;ГГ™- ™"Р-„ра д.,„„„„ „„„„„

1 = 4-(-)5а)Я л.з/,к {D~~d)SnK мЧмин.

Для многоступенчатых компрессоров производительность определяется по приведенным формулам с учетом некоторого уменьшения коэффициента подачи Я.

Объемная производительность V ж/ед. времени компрессора выражается в кубических метрах всасываемого воздуха независимо от давления сжатия.

Массовая производительность компрессора равна m = Vq кг/ед.

времени, где q = -~--плотность воздуха, отнесенная к уело-

виям всасывания в кг/ж.

Для выражения объемной производительности в определенных величинах, количество всасываемого атмосферного воздуха переводят в кубические метры при нормальных условиях. Уравнение состояния для атмосферных условий имеет вид

а для нормальных условий

откуда производительность, выраженная в кубических метрах (при „ = 0° С и р„ -= 760 мм рт. ст.) равна

„ выразить давление в мм рт. ст. и учесть, что ЕСЛИ г„ 273 .

= таТГ = 0,36,

Та 760

(Ьормула перехода к производительности в кубических метрах ой нормальных условиях примет следующий вид:

" 1/„ = 0,Ша мЧед. времени

Рассмотренные выше влияние вредного 16 Действительная пространства и сопротивления всасываю-индикаторная щего тракта изменяют диаграмму идеаль-диаграмма ного компрессора и уменьшают его произ-

поршневого водительность. Давление в цилиндре на компрессора протяжении хода всасывания и выталкивания предполагалось неизменным. В действительности линии этих давлений несколько отклоняются от изобар вследствие влияния неравномерности хода поршня и влияния инерции клапана.

Поршень компрессора, приводимый в движение кривошипно-шатунным механизмом, имеет неравномерную скорость движения даже в случае наличия выравнивающих масс (маховика, ротора электродвигателя на одной оси с валом компрессора и т. п.). При переходе через мертвую точку скорость поршня уменьшается до нуля, а примерно в середине хода скорость поршня достигает своего максимума. В результате скорость протекания всасываемого воздуха через открытые клапаны также меняется, что вытекает из уравнения непрерывности. Обозначим:

F - площадь поршня в

с - скорость движения поршня в м/сек\

V - количество всасываемого воздуха в мЧсек;

Jk - площадь проходного сечения клапанов в м°;

W - скорость движения воздуха через клапаны в м/сек.

Количество всасываемого воздуха определяется объемом, освобождаемым поршнем в цилиндре и равным V = Fc. Это же объемное количество воздуха протекает через клапаны. Следовательно, на основании уравнения непрерывности

Fc = fw

F w

Площадь поршня и в известной мере площадь проходного Сечения клапанов неизменны. При неизменной скорости поршня с скорость прохождения воздуха через клапаны была бы неизменной и определяемое этой скоростью сопротивление клапанов, равное Др = било бы также неизменным. В действительности

.sr.

переменная скорость движения поршня с вызывает изменение скорости движения воздуха ш через клапаны и по всему тракту всасывания. Вследствие этого сопротивление всасыванию оказывается максимальным примерно в средней части хода поршня и минимальным в крайних мертвых точках. Такое же положение имеет место при ходе выталкивания.

Инерция всасывающих и нагнетательных клапанов вызывает повышенное сопротивление в начальный момент подъема клапанов.

Действительная индикаторная диаграмма имеет вид, показанный на фиг. 13.

Действительная диаграмма рабочего процесса компрессора может быть получена с помощью прибора, называемого индикатором, и поэтому называется индикаторной диаграммой. Механические индикаторы пригодны для тихоходных компрессоров. При повышении быстроходности индикаторная диаграмма, снятая механическим индуктором получает искажения и имеет слишком мелкий масштаб.

Пьезокварцевый безынерционный индикатор дает возмоиность снимать в увеличенном виде развернутую индикаторную диаграмму компрессора с любым числом оборотов. Действие индикатора основано на свойстве кварцевых (турмалиновых, сегментовой соли и др.) пластинок под действием давления давать электростатические заряды, пропорциональные этому давлению. Индикатор состоит из пьезокварцевого элемента, присоединяемого к полости цилиндра через индикаторный кран, усилителя на электронных лампах и шлейфного или катодного осциллографа.

Понижение давления воздуха в конце 17. Принудительный всасывания уменьшает производительность и инерционный компрессора, так как часть хода сжатия, наддув соответствующая объему а (фиг. 13), рас-

компрессора ходуется на повышение давления возду5(а в цилиндре до атмосферного и является фактически потерянной частью хода по сравнению с компрессором, в котором давление в конце всасывания равно атмосферному. Наоборот, если давление в конце всасывания окажется выше атмосферного, то в сравнении с идеальным компрессором появляется отрезок Ь (фиг. 15, с), увеличивающий производительность компрессора, ибо в этом случае соответствующий объем атмосфер- ного воздуха будет больше. Увеличение объема всасываемого воздуха определится продлением линии 2-1 до пересечения с атмосферной.

В первом случае (фиг. 13) объемный коэффициент компрессора определится выран<ением 1

(о« - l)

Во втором случае (фиг. 15) объемный коэффициент компрес-Вора равен

В зависимости от величины выигранного объема цилиндра Ъ возрастает объемный коэффициент компрессора ?v„. Величина \ может достигать величины равной или даже больше единицы. Такой эффект можно получить за счет наддува компрессора при помощи предвключенной воздуходувки (нагнетателя), подающей п компрессор воздух повышенного давления. Естественно, про-

а) б)

Фиг. 15. Индикаторная диаграмма:

а - искусственный наддув; б - инерционный наддув.

изводительность воздуходувки должна быть не ниже производительности компрессора.

Установленный перед компрессором вентилятор, развивающий давление 1000 льи вод. ст., увеличивает производительность компрессора примерно на 10%.

Повышение давления в конце всасывания может быть получено без предвключенного нагнетателя, посредством инерционного (резонансного) наддува, сущность которого заключается в следующем: неравномерное движение хода поршня вызывает неравномерную скорость движения воздуха во всасывающем трубопроводе. Движение воздуха во всасывающем трубопроводе отстает от движения поршня. В конце хода всасывания скорость поршня снижается до нуля, а скорость движения воздуха в трубопроводе в это время ьюжет оказаться весьма значительной. Движущийся по инерции воздух, входя в цилиндр, преобразует часть своей кинетической энергии в потенциальную энергию давления. В результате этого давление в цилиндре в конце всасывания может превзойти атмосферное (фиг. 15, б). Эффект инерционного наддува Возрастает при использовании упругих колебаний воздушного столба во всасывающем трубопроводе. Подбирают такие длину и сечение всасывающего трубопровода, чтобы число собственных