Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
5
Министерство науки и образования российской федерации
__________________________________
Казанский государственный
энергетический университет
Б.А. КУМИРОВ
Утверждено
учебным управлением КГЭУ
в качестве учебного пособия для студентов
Учебное пособие по курсу
предприятий"
Часть 1
Казань 2005
УДК 621.51/54.02.001.2(075.8)
ББК 31.
К 90
Кумиров Б.А. Системы снабжения предприятий сжатым воздухом: Учеб. пособие. Казань: Казан. гос. энерг. ун-т, 2005.
В пособии приводятся общие понятия о системах производства и распределения технологических энергоносителей на предприятиях. Излагаются основные положения вопросов проектирования, эксплуатации и исследования систем снабжения предприятий сжатым воздухом. Приводятся методики выбора основного и вспомогательного оборудования компрессорных станций, режимов их работы, поверочных расчетов отдельных элементов системы.
Пособие предназначено для студентов, обучающихся по направлению 650800 (теплоэнергетика), специальности 100700 – "Промышленная теплоэнергетика" всех форм обучения.
_________________
Рецензенты
Д-р техн. наук, проф. КГТУ им. А.Н.Туполева В.А. Щукин
Д-р техн. наук, проф. КГЭУ В.В. Олимпиев
Рекомендовано секцией РИС института теплоэнергетики
Председатель секции Ф.С. Халитов
Казанский государственный энергетический университет, 2005
ВВЕДЕНИЕ
Данное пособие составлено в помощь студентам, изучающим курс "Технологические энергоносители предприятий" в рамках программы подготовки специалистов специальности 100700 – Промышленная теплоэнергетика.
Программа курса предусматривает изучение систем производства и распределения таких энергоносителей, как сжатый воздух, холод, техническая и питьевая вода, продукты разделения воздуха (кислород, азот, аргон и др.), газ.
Сжатый воздух – это один из самых распространенных (после электричества) энергоносителей на предприятиях, а совокупность устройств, обеспечивающих его производство, обработку и транспортировку, представляет собой довольно сложный и энергоемкий комплекс. Уровень совершенства оборудования системы воздухоснабжения и грамотная его эксплуатация существенно влияют на показатели экономической эффективности технологического производства, где сжатый воздух используется.
Вопросы проектирования, эксплуатации и аудита систем технологических энергоносителей входят в круг первоочередных задач практически каждого инженера промтеплоэнергетика. Особенно важно эти задачи решать комплексно, с учетом эффективной работы других систем энергообеспечения производства (теплоснабжение, электроснабжение, пароснабжение и т.д.).
Необходимо отметить, что существующая научно-техническая литература по вопросам воздухоснабжения, холодоснабжения и снабжения другими энергоносителями предназначена, как правило, для подготовки инженеров-механиков – конструкторов компрессорного и холодильного оборудования и мало пригодна для подготовки инженеров-энергетиков. Специальная литература и учебники этого назначения в настоящее время практически отсутствуют. Данное пособие призвано, в некоторой степени, облегчить задачу студентов при самостоятельной подготовке по программе курса.
1. Общие сведения о системах производства и распределения энергоносителей
Предприятия большинства отраслей промышленности характеризуются большой энергоемкостью. Особенно предприятия таких отраслей, как металлургия, химия, нефтехимия, нефтепереработка, целлюлозно-бумажное производство, машиностроение, производство строительных материалов и др.
Энергохозяйство таких предприятий представляет собой сложный комплекс тесно взаимосвязанных агрегатов и установок, потребляющих и генерирующих различные виды энергий и энергоносителей. Часто это происходит одновременно. От правильно организованной, взаимно увязанной работы всех этих установок и агрегатов зависит надежность и эффективность работы всего предприятия.
Комплекс агрегатов, аппаратов, арматуры и других элементов, объединенных для производства какого-то определенного энергоносителя и его транспорта до места потребления, образует систему обеспечения производства этим энергоносителем. Например: системы электроснабжения, воздухоснабжения, холодоснабжения, водоснабжения, теплоснабжения, вентиляции и кондиционирования воздуха и др. Число таких систем в энергохозяйстве предприятия может достигать полутора-двух десятков.
Режимы работы систем полностью определяются режимами технологических процессов, т.е. графиками потребления энергий или энергоносителей. Как правило, они подвержены сильным периодическим колебаниям. Поэтому совместная работа систем часто усложнена, особенно если некоторые из них потребляют вторичные энергоресурсы (ВЭР), получаемые на смежных системах.
Например: холодоснабжение – основано на абсорбционных холодильных агрегатах, которые обогреваются отработанным паром или отходящими газами технологических установок; система воздушного отопления – базируется на утилизации теплоты охлаждения компрессорных установок и т.п.
Таким образом, очевидно, что системы энергоснабжения должны обладать большой гибкостью, т.е. обладать широким диапазоном экономичного регулирования как по параметрам энергоносителя, так и по производительности. Отсутствие таких регулирующих устройств приводит к большим экономическим потерям.
Экономический ущерб наносит также неправильная оценка нагрузок источников энергий (энергоносителей), обычно в сторону завышения. Недоучет при проектировании реальных графиков потребления, например: воздуха - приводит к нерациональному выбору типов и числа компрессоров на компрессорной станции; насосов – на насосной станции; холодильных машин – на холодильной станции и т.п. И если большую часть времени эти установки работают в нерасчетных режимах, то это приводит к значительным потерям электрической или тепловой энергии.
Любая энергия передается с помощью материального потока энергоносителя. Энергоноситель – это материальный поток, обладающий эксергией. Производство, доставка и распределение энергоносителей осуществляется в системах производства и распределения энергоносителей.
Понятие «система» происходит от греческого слова systema (целое), составленное из частей, точнее – это множество закономерно связанных друг с другом элементов (предметов, явлений, взглядов, знаний и т.д.).
Система производства и распределения энергоносителей (СПРЭ) – это комплекс связанных между собой трех элементов: генератор, производящий энергоноситель (источник); потребитель энергоносителя и коммуникация, связывающая первые два элемента.
Для удобства анализа и изучения система может быть разделена на подсистемы, которые могут быть названы системами (системы смазки, охлаждения, измерения и т.п.). Совокупность нескольких взаимосвязанных систем может составлять комплекс.
Пример схемы СПРЭ в обобщенном виде представлен на рис. 1.1 [1].
1.2. Функции системы ПРЭ и методы их обеспечения
Система производства и распределения энергоносителей осуществляет:
а) обеспечение потребителей энергоносителями с заданными парамет-рами по количественным и качественным показателям (расход, давление, температура, влагосодержание, относительная влажность, концентрация и др.). Достигается выбором соответствующего оборудования;
б) обеспечение заданного режима потребления энергоносителя. Достигается с помощью регулирования параметров у источника (генераторов), а также использования аккумулирующих устройств (емкостей и т.п.);
в) бесперебойность и надежность подачи энергоносителя потребителям. Осуществляется резервированием оборудования и дублированием коммуникаций;
г) минимальные материальные и энергетические потери. Достигается оптимальным соотношением энергетических и капитальных затрат (минимум приведенных затрат);
д) соответствие экологическим требованиям. Необходимо стремиться к безотходности (или малоотходности) путем использования ВЭР;
е) соответствие требованиям техники безопасности, пожарной безопасности, гражданской обороны, технической эстетики и эргономики, а так же санитарно-техническим требованиям.
Рис.1.1. Схема системы производства и распределения энергоносителей на промышленном предприятии:
С – система воздухоснабжения;
С1 и С2 - системы водоснабжения и кислородоснабжения;
С3 – системы энергообеспечения с различными формами энергий Э1, Э2, Э3 (электроэнергия, пар и др.);
С4 – система реализации конечных продуктов (Пр1, Пр2, Пр3);
I – источник энергоносителей с генераторами (Г1, Г2, Г3);
II – потребитель энергоносителя (П1, П2, П3);
III – коммуникации;
В1, В2, В3 – вспомогательные элементы, расположенные в различных местах коммуникаций, предназначенных для дополнительного изменения свойств энергоносителя (редукторы, осушители, нагреватели и т.п.)
1.3. Функции вспомогательных элементов
Целесообразность вспомогательных элементов в схеме СПРЭ определяется следующими требованиями:
а) выполнение вспомогательными элементами функций перемещения от генератора к потребителю. Это насосы, компрессоры, газодувки, внешние транспортные средства (цистерны, сосуды Дьюара, баллоны и т.д.);
б) хранение и резервирование энергоносителя в газгольдерах, реципиентах, хранилищах, жидкостных сосудах и т.д.;
в) дополнительное изменение свойств энергоносителей (по давлению, температуре, очистка, изменение влажности);
г) дополнительное изменение состава или концентрациии. Достигается разделением на составляющие или смешением отдельных энергоносителей (выделение редких газов, обогащение воздуха кислородом, смешение горючих газов, создание защитных сред, например: N2+H2);
д) изменение агрегатного состояния энергоносителя по требованию технологии или условиям хранения и транспорта (конденсация, газификация, создание 2-фазных смесей и др.).
1.4. Показатели эффективности системы
Эксергетический КПД системы
В общем случае для схемы на рис.1.1 КПД системы можно представить следующим соотношением:
, (1.1)
где – сумма генерируемых эксергий в «n» генераторах энергоносителей
(параметры и эксергии в них могут отличаться); – сумма эксергий ВЭР системы, которые утилизируются внешними системами (C1, C2, C3 и т.д.); – сумма эксергий, затраченных для работы генераторов; EC1 и EC2 – эксергии потоков, которыми обменивается система С с системами С1 и С2 («плюс» – приход, «минус» – убыль).
Величина с характеризует термодинамическую эффективность системы и может служить функцией цели при ее оптимизации (термодинамической).
Анализ может проводиться как для всей системы, так и по отдельным ее участкам. Если известны значения КПД участков, то КПД системы может быть представлен как
, (1.2)
где г, к, п – КПД генератора, коммуникаций и потребителя.
В значение п (в соответствии со схемой) включаются только потери в распределительных устройствах энергоносителя у потребителя.
Удельный расход энергии
Удельный расход энергии – это ее расход на единицу выработанного энергоносителя. Он определяется отношением:
, , или , , или , ,
где Vi, м3, или Gi, кг, – количество произведенного энергоносителя в СПРЭ;
Эi, кВтч – расход энергии на производство этого количества энергоносителя;
Qi, МДж (Гкал) – количество произведенного холода (теплоты).
Расход энергоносителя (воздуха, воды, газа) определяется, как правило, на входе в генератор, расходы теплоты и холода – на выходе.
Удельный расход энергоносителя
Удельный расход энергоносителя (или норма расхода) на единицу продукции определяется отношением:
или , (1.3)
где Vi (или Gi) и Пр – количество энергоносителя и единиц продукции, отнесенные к одинаковому промежутку времени: год, час, минута и т.д.
Величина обычно нормируется технологическим потребителем энергоносителя. Значения этих норм определяются по статистическим данным или результатам испытаний аналогичных производств. Теоретический (минимально-расчетный) удельный расход определяется расчетом по технологическому регламенту.
Распределение затрат на производство энергоносителя
Задача распределения затрат возникает в СПРЭ при производстве энергоносителей одного типа, но различных параметров. Например: воздух – разных давлений, холод – разных температур, азот, кислород – разное количество с одной воздухоразделительной установки.
Существуют разные методы распределения затрат. Наиболее объективным и удобным следует считать метод распределения затрат в соответствии с эксергией потоков энергоносителей. Для этого необходимо определить доли эксергии данного энергоносителя в сумме эксергий энергоносителей всей системы:
, (1.4)
где Ei – эксергия i-го энергоносителя (отдельного потока); n – количество потоков энергоносителей; – сумма эксергий всех потоков энергоносителей системы.
Пропорционально mi могут быть распределены:
а) расходы энергии на производство отдельного энергоносителя в кВтч, отнесенные к количеству единиц данного энергоносителя:
, (1.5)
где n – число потоков энергоносителей с различными параметрами; – суммарные затраты первичной энергии на производство всех энергоносителей системы;
б) капитальные затраты, отнесенные к отдельному энергоносителю:
, (1.6)
где – суммарные капитальные затраты на производство всех энергоносителей в системе;
в) себестоимость отдельных потоков энергоносителей в рублях за учетную единицу энергоносителя:
, (1.7)
где Зi – суммарные годовые затраты на станции (источнике) при производстве энергоносителя, руб.; Vi – годовое производство этого энергоносителя, в учетных единицах.
Во всех этих случаях предполагается, что КПД процессов производства разных потоков энергоносителей одинаковы. В большинстве случаев это допущение правомерно, так как процессы производства энергоносителей идут совместно и раздельный анализ этих потоков затруднен.
Но возможны случаи и раздельного анализа. Такие случаи подробно рассмотрены в монографии Бродянского В.М.: «Эксергетический метод термодинамического анализа». М.: Энергия, 1973.
Контрольные вопросы
1. Что называют энергоносителем?
2. Что представляет собой система производства и распределения энергоносителей?
3. Чем достигается обеспечение потребителей энергоносителями с заданными параметрами?
4. Как обеспечивается заданный режим потребления энергоносителя?
5. Чем обеспечивается надежность и бесперебойность подачи энергоносителя потребителям?
6. Что относится к вспомогательным элементам системы технологических энергоносителей?
7. Что характеризует эксергетический КПД системы?
8. Как определяется удельный расход энергии в системе производства технологического энергоносителя?
9. Что такое норма расхода энергоносителя и как она определяется?
2. Общие сведения о Системах воздухоснабжения
2.1. Назначение, достоинства и недостатки систем воздухоснабжения
Система воздухоснабжения предназначена для централизованного обеспечения различных промышленных потребителей сжатым воздухом требуемых параметров (давление, температура, расход, влагосодержание) и в соответствии с заданным графиком потребления.
Сжатый воздух – самый распространенный энергоноситель. Он используется практически на любом предприятии.
Широкому применению сжатого воздуха как энергоносителя, способствуют его положительные качества: упругость; быстрая передача давления; прозрачность; неспособность к конденсации (в условиях окружающей среды); безвредность; высокая транспортабельность; неограниченный запас в природе.
Главное достоинство сжатого воздуха как энергоносителя – это возможность использования технологичных, малогабаритных и легких пневмоинструментов и приспособлений с высокой удельной мощностью
По транспортабельности воздух уступает только электричеству и намного превосходит пар, так как имеет малые тепловые потери из-за отсутствия конденсации в трубопроводах.
Но наряду с положительными качествами и удобством в использовании сжатый воздух как энергоноситель обладает и недостатками:
а) большие потери из-за различных утечек (могут достигать 10-40 %;
б) высокая себестоимость сжатого воздуха из-за большой энергоемкости
его производства.
Удельный расход энергии при использовании электропривода составляет от 80 до 140 кВтч/(1000м3) и 17 – 20 кг условного топлива на 1000 м3 при паротурбинном приводе.
Из сказанного видно, что сокращение потерь энергии и снижение затрат при производстве сжатого воздуха является важной и актуальной задачей службы главного энергетика любого предприятия.
2.2. Структура и схемы систем воздухоснабжения
Система воздухоснабжения строго соответствует общему определению системы. Она включает: компрессорную станцию – генератор; сеть сжатого воздуха – коммуникация; распределительное устройство – потребитель.
Компрессорная станция (КС) включает в свой состав: устройства для забора воздуха и очистки его от пыли и капельной влаги; компрессоры и приводные двигатели; теплообменники для охлаждения воздуха и масла; вспомогательное оборудование, предназначенное для дополнительной обработки воздуха (осушка, очистка, аккумуляция); контрольно-измерительные приборы и автоматику; запорную и предохранительную арматуру.
Компрессор с приводным двигателем и всем снаряжением, необходимым для его работы, называют компрессорной установкой (КУ).
В зависимости от необходимых потребителям значений расхода воздуха и его давления станции оборудуются поршневыми, винтовыми и центробежными компрессорами. На КС могут размещаться компрессоры как с электроприводом (машиностроительные и химические предприятия), так и с паротурбинным приводом (обычно для доменного дутья). Находят применение и комбинированные паровоздуходувные и электрические станции – ТЭЦ-ПВС (на металлургических комплексах).
Рассмотрим наиболее характерные схемы воздухоснабжения различных потребителей (см. рис. 1.2)
Рис.1.2. Функциональные схемы систем воздухоснабжения:
а) – компрессорная станция (КС) с поршневыми компрессорами и радиальными воздухопроводами (коммуникациями); б) – компрессорная станция (КС) с турбокомпрессорами (ТК) и кольцевыми участками сети:
1 – воздухозаборные устройства; 2, 3 – компрессорные установки; 4 – устройства влаго- маслоотделения; 5 – устройства осушки воздуха; 6 – воздухосборники (ресиверы); 7 – потребители сжатого воздуха от поршневых компрессоров; 8 – потребители сжатого воздуха от турбокомпрессоров); 9 – потребитель воздуха высокого давления; 10 – дожимающий компрессор
Кольцевые сети применяют при компактном сосредоточенном расположении потребителей, а также при повышенных требованиях к надежности воздухоснабжения.
При воздухоснабжении от поршневых компрессоров в линии сжатого воздуха устанавливают ресиверы 6. Они выполняют задачу аккумуляторов воздуха при различии расходов подачи и потребления. В системах воздухоснабжения с турбокомпрессорами ресиверов не ставят. Тут роль аккумуляторов играют трубопроводы.
При потребностях в воздухе повышенного давления (потребитель 9) устанавливают дожимающий компрессор.
Воздухозаборные устройства могут быть отдельные на каждый компрессор, но могут быть общие.
При компрессорных станциях с турбокомпрессорными установками (ТКУ) обязательно оборудуется глушитель шума, через который сбрасывается воздух перепуска.
Потребителем сжатого воздуха считается коллектор-распределитель воздуха в цехе. Пневмоприемники (пневмоинструменты и пневмооборудование) в состав системы воздухоснабжения не входят. Они являются элементами технологического оборудования основного производства.
Схема воздухоснабжения крупных технологических потребителей сжатого воздуха (например, доменные печи) приведена на рис.1.2. В таких системах воздухоснабжения используются паровоздуходувные станции с турбокомпрессорами, которые размещаются на заводской ТЭЦ. Это так называемые ТЭЦ-ПВС.
Рис.1.2. Схема паровоздуходувной станции (ПВС):
1-6 – турбокомпрессорные установки (ТКУ)
Согласно схеме в ТКУ 1-3 и 4, 5 – используется паротурбинный привод с различными параметрами пара и разнотипными приводными турбинами, в ТКУ 6 (резервный) – электропривод. В нормальных рабочих условиях потребители I, II обеспечиваются воздухом от ТКУ 1, 2, 3, потребители III, IV – от ТКУ 4, 5. Такая схема позволяет создать индивидуальные режимы работы при 100% резервировании. При выходе из строя любой ТКУ ее можно заменить машиной из другой группы.
Контрольные вопросы
1. Какова структура системы производства и распределения сжатого воздуха?
2. Что входит в состав компрессорной станции?
3. На каких компрессорных станциях устанавливаются воздушные ресиверы?
4. В каких случаях в системе воздухоснабжения устанавливается дожимающий компрессор?
5. Что является потребителем сжатого воздуха в системе воздухоснабжения?
6. Какие типы воздушных сетей используются в системах воздухоснабжения?
3. Характеристика потребителей сжатого воздуха
3.1. Области применения сжатого воздуха и энергоемкость его производства
Самым большим среди отраслей потребителем воздуха является черная металлургия. В ней сосредоточены наиболее крупные технологические блоки, использующие сжатый воздух: доменные печи, конверторы, мартеновские печи, прокатные станы, вагранки. В черной металлургии сосредоточены и самые крупные компрессорные агрегаты. Такие ТКУ, как К-5000 и К-7000 созданы специально для воздухоснабжения доменных печей.
В этой отрасли наибольший процент турбокомпрессоров из общего количества компрессорных машин, а доля поршневых машин составляет примерно 20 % и имеется тенденция к ее уменьшению. Доля энергозатрат на производство сжатого воздуха здесь составляет 5-7 % от общего расхода энергии на производство основного продукта.
Сопоставимой по масштабам потребления воздуха является цветная металлургия. Здесь нет таких крупных единичных потребителей воздуха, как доменные печи, но требуется большое разнообразие нагнетателей с различными давлениями нагнетания. Доля энергопотребления на сжатие воздуха в отрасли колеблется от 8-10 % до 60 % в шахтных выработках и рудниках.
Крупным потребителем сжатого воздуха является машиностроение. Большое разнообразие мелких потребителей, индивидуализация режимов их работы определяют сложные графики воздухопотребления со значительной суточной и недельной неравномерностью. На предприятиях этой отрасли расход электроэнергии на привод компрессоров достигает 20-25 % общего энергопотребления.
Потребление сжатого воздуха в химической промышленности отличается большим разнообразием требуемых параметров, качества, масштабов и режимов подачи. Здесь в равной степени находят применение поршневые, винтовые и турбокомпрессорные установки. Воздухоснабжение в этой отрасли может осуществляться как от центральной станции, так и от отдельных установок, входящих в состав технологического оборудования.
Очень крупными потребителями сжатого воздуха являются горнодобывающая и угольная промышленность. Доля энергопотребления систем воздухоснабжения в этой отрасли достигает примерно 25 % общего расхода энергии в ней.
В классификации отраслей промышленности особое место занимают воздухоразделительные установки. Они могут быть как самостоятельными предприятиями, так и подотраслью металлургии, химической промышленности и т.п. Здесь на сжатие воздуха тратится от 70 до 90 % общего энергопотребления.
3.2. Классификация потребителей
Практически на любом предприятии для тех или иных целей нужен сжатый воздух. Он используется:
а) для привода различных пневмомеханизмов, инструментов, пневмотранспорта и т.п., т.е. для получения механической энергии;
б) для получения газов, из которых состоит воздух (азот, кислород, аргон, и др. инертные газы);
в) для технологических нужд – при проведении реакций окисления, горении, сушке и т.п.;
г) для пневматических систем измерения, контроля и регулирования на взрывоопасных производствах (химическая промышленность, горнодобывающая и др.).
Воздух для технологических целей не является энергоносителем. Он является исходным продуктом (или компонентом) для получения новых веществ (продуктов). Потребителями сжатого воздуха как энергоносителя (пневмоприемниками) являются механизмы и устройства, использующие воздух для различных производственных операций и технологических процессов.
По способу преобразования энергии сжатого воздуха все пневмопотребители можно разбить на три группы.
1-я группа. Устройства для преобразования потенциальной энергии сжатого воздуха в механическую работу:
а) с продольно-возвратным движением рабочего органа. Это молоты, отбойные и клепальные молотки, трамбовки вибраторы, подъемники, толкатели, долбежные машины и т.п.;
б) с вращательным движением рабочего органа. Это устройства с турбинным или поршневым приводом: сверлильные, шлифовальные (фортуны), отрезные полировальные, винтозавертывающие и другие машины.
2-я группа. Устройства для преобразования потенциальной энергии в кинетическую. Это различные обдувные устройства (песко- и дробеструйные установки), эжекторы, форсунки, краскораспылители, пульверизаторы, пневмотранспортные установки и др.
3-я группа. Устройства, использующие сжатый воздух без преобразования его энергии. Это различные пневматические приспособления: поддержки, патроны, зажимы, устройства регулирования и автоматизации, мерные устройства и т.д.
По назначению и способу применения различают две основные группы пневмоприемников:
а) пневмоинструменты;
б) пневмооборудование.
К пневмоинструментам относятся устройства, предназначенные для механизации производственных процессов (замена ручного труда). Это переносной агрегат, приводимый в действие пневмодвигателем. Пневмоинструменты отличаются кратковременными режимами работы.
Пневмооборудование – это, как правило, стационарные установки с длительными режимами работы.
3.3. Параметры потребляемого сжатого воздуха
Давление.
Анализ паспортных данных различных промышленных пневмоприемников показывает, что необходимое давление сжатого воздуха перед ними не превышает 0,7-0,8 МПа. В большинстве случаев оно требуется еще меньше – 0,4-0,7 МПа.
Понижение давления (ниже паспортного) ведет к понижению мощности и производительности пневмомеханизма. При этом из-за нерасчетных режимов работы, как правило, возрастают удельные расходы воздуха.
Повышение давления воздуха (сверх необходимого) влечет увеличение утечек, которые и так часто выше допустимых. Так, вместо обычных потерь в 20-30 %, при превышении давления они доходят до 50-60 % от общего расхода сжатого воздуха.
Если пневмосеть находится в нормальном состоянии, то потери давления из-за гидравлического сопротивления не превышают 0,05 МПа, даже для самых удаленных точек (норма 0,01-0,03 МПа ). Таким образом, в системах, не оснащенных системой осушки воздуха, давление развиваемое компрессором не должно превышать требуемое пневмоприемником более чем на 0,05 МПа. Если такого давления недостаточно, это означает, что имеется:
- чрезмерный износ оборудования;
- чрезмерные потери давления в распределительных устройствах, шлангах, местных сопротивлениях;
- чрезмерные утечки (в стыках, шлангах, запорных устройствах пневмомеханизмов и т.п.).
Выбор компрессоров для КС с завышенными развиваемыми давлениями приводит:
- для поршневых компрессоров (ПК) – к недоиспользованию мощности;
- для центробежных компрессоров (ЦБК) – к снижению экономичности, так как компрессор в этом случае работает в нерасчетном режиме с более низкими значениями КПД.
Температура воздуха.
Температура воздуха на входе в пневмоприемник оказывает сильное влияние на его потребление. Работоспособность 1 кг сжатого воздуха при его адиабатном расширении в пневмомеханизме от давления P1 до давления P2 определяется выражением, кДж/кг:
, (3.1)
где – изобарная теплоемкость воздуха, кДж/(кгК); Т1 – температура сжатого воздуха на входе в механизм, К; Р1, Р2 – давления воздуха на входе и выходе пневмомеханизма соответственно, МПа.
Таким образом, за счет подогрева сжатого воздуха перед его использованием можно снизить его потребление при неизменном количестве совершаемой работы.
На практике в большинстве случаев воздух в концевом воздухоохладителе КУ охлаждается до температуры 40-45 С, что недостаточно для конденсации влаги и масла и в то же время этим существенно снижается его работоспособность. Это указывает на необходимость рассмотрения целесообразности использования концевого воздухоохладителя в каждом конкретном случае.
Как показывают расчеты, температуру сжатого воздуха можно доводить до 60-70 С, при этом температура ручного инструмента не превысит значений 35-40 С, а экономия электроэнергии при этом составит 10-15 % по сравнению с исходным вариантом.
Влагосодержание.
Вопрос о выборе оптимального влагосодержания должен решаться на основании технико-экономического обоснования. От правильности решения этого вопроса зависит экономичность применения сжатого воздуха.
Если воздух используется для химических реакций, для транспортирования гигроскопических веществ и т.п., то его влагосодержание должно удовлетворять специфическим требованиям таких процессов, оговариваемых в технологическом регламенте. Так, например, в автомобилестроении в соответствии с ГОСТ 9.010-80 «Воздух, сжатый для распыления лакокрасочных материалов» влагосодержание воздуха с давлением 0,6 МПа ограничено значением 1,6 г/м3.
К сжатому воздуху для питания пневматических систем и устройств, работающих при давлении до 2,5 МПа, требования к влагосодержанию оговариваются в ГОСТ 17433-80 «Сжатый воздух. Классы загрязнения». В пересчете на условия tв=20С и Pв=0,9 МПа устанавливается следующее влагосодержание: для классов загрязненности 0 и 1 dв0,156 г/кг, а для классов 3, 5, 7, 9, 11 и 13 dв0,9 г/кг. Для остальных классов влагосодержание (точка росы) не регламентируется.
При применении сжатого воздуха в машиностроительной, металлургической и горнодобывающей промышленности важно, чтобы отсутствовала конденсация водяного пара во время транспортировки сжатого воздуха от компрессорной станции до потребляющего оборудования. То есть необходимо, чтобы возможная минимальная температура воздуха в пневмосети всегда была выше точки росы осушенного воздуха.
Считается экономически приемлемой точка росы сжатого воздуха 2-3С (под рабочим давлением). Именно такая степень осушки принята повсеместно на большинстве предприятий горнодобывающей промышленности, машиностроения и др.
Загрязнение воздуха.
Опыт эксплуатации пневмооборудования, инструмента, пневматических приводов и пневматических систем управления показал, что повышение надежности и долговечности их работы невозможно без качественной подготовки сжимаемого воздуха, очистки его от загрязнений.
Загрязнения, содержащиеся в воздухе, могут оказывать физическое и химическое воздействие на пневматические устройства в виде:
1) закупорки отверстий и сопел влагой, льдом и механическими частицами;
2) смывания смазки, коррозии металлических и разрушения резиновых деталей;
3) повреждения прокладок и рабочих поверхностей клапанов, мембран, золотников;
4) износы и заклинивания трущихся поверхностей.
Идеальным случаем является полное удаление загрязнений сжатого воздуха, что в большинстве случаев экономически нецелесообразно.
Требования к очистке воздуха зависят от эксплуатационных условий. Необходимая степень очистки определяется опытным путем, обобщается и гостируется.
Контрольные вопросы
1. Какие отрасли промышленности являются наиболее крупными потребителями сжатого воздуха?
2. Для каких целей используется сжатый воздух?
3. Какими достоинствами обладает сжатый воздух как энергоноситель?
4. Какие параметры характеризуют сжатый воздух, используемый в качестве энергоносителя?
5. К чему приводит превышение требуемых значений давления воздуха в системе?
6. К чему приводит заниженное давление воздуха в коллекторе потребителя?
7. Какие последствия могут возникнуть при использовании воздуха с повышенной влажностью?
8. Какие виды воздействий на элементы систем воздухоснабжения оказывают загрязнения сжатого воздуха?
4. РЕЖИМЫ ВОЗДУХОПОТРЕБЛЕНИЯ
4.1. Определение нагрузок на компрессорную станцию
4.1.1. Виды нагрузок
Нагрузкой на компрессорную станцию называют количество воздуха Q, м3/с (м3/мин), необходимое потребителям (с учетом потерь) в рассматриваемый промежуток времени. Она должна покрываться производительностью включенных в работу компрессорных машин, т.е.
Q=Qп+Qпот=Qр, (4.1)
где Qп – количество воздуха полезно расходуемое потребителем; Qпот – потери воздуха при выработке, транспорте и использовании (утечка, продувка и т.п.); Qр – суммарная производительность работающих компрессоров на КС.
Нагрузка может быть:
неполной, т.е. когда нагрузка на станцию Q0,5Qр;
средней, когда 0,5QрQ0,75Qр;
максимальной, это когда Q0,75Qр.
В свою очередь максимальную нагрузку на КС условно подразделяют:
на максимально длительную Q=Qм.д, если QрQ0,75Qр;
на максимально возможную Q=Qм.в, если QQр.
Максимально длительная нагрузка покрывается всеми работающими компрессорами, за исключением машин находящихся в резерве и планово-предупредительном ремонте. Продолжительность максимально длительной нагрузки не превышает обычно 20-30 минут.
Для покрытия максимально возможной нагрузки включаются все, даже резервные компрессоры. Эта нагрузка имеет кратковременный характер. Она не является расчетной величиной.
Если известны значения средней, максимально длительной и максимально возможной нагрузок, то можно определить установленную Qуст, рабочую Qраб и резервную Qрез производительности компрессорной станции. Это, в свою очередь, позволяет рассчитать расходы электроэнергии, воды и других вспомогательных материалов при производстве сжатого воздуха. Можно определить диаметры воздухопроводов, оценить стоимость 1000 м3 сжатого воздуха, т.е. получить все необходимые для проектирования КС показатели.
Для определения нагрузок на компрессорную станцию используют два метода: укрупненный и расчетный.
4.1.2. Укрупненный метод определения нагрузок на КС
Этот метод основан на применении средних норм удельных расходов сжатого воздуха на единицу продукции или на каждую из операций технологического процесса.
По этому методу суммарный годовой расход воздуха Qг, м3/год, можно определить как
Qг=Пг, (4.2)
где – средний удельный расход воздуха (на единицу продукции), со временем пересматривается в сторону уменьшения; Пг – годовой выпуск продукции в соответствующих единицах.
По годовому расходу можно оценить среднечасовую нагрузку Qср, м3/ч, компрессорной станции в рабочую часть года:
, (4.3)
где раб.г – годовое число часов работы оборудования.
Максимальная нагрузка Qmax , м3/ч, по этому методу определяется, как:
Qmax=kmaxQср, (4.4)
где kmax =1,2-1,5 – коэффициент, учитывающий максимум потребления воздуха. Он берется из опыта работы аналогичных предприятий и с течением времени пересматривается в сторону снижения. Большие значения kmax относятся к меньшему количеству потребителей с большими расходами воздуха при сравнительно редком включении.
Приближенный метод находит применения при перспективном проектировании нового предприятия и составлении проектного задания на разработку системы воздухоснабжения.
4.1.3. Расчетный метод определения нагрузки на КС
Расчетный метод определения нагрузки на КС используется на стадии проектирования или реконструкции действующего предприятия. Он может быть применен тогда, когда известны типы и количество всех потребителей воздуха – пневмоприемников. Он основан на применении ряда статистических коэффициентов по опыту работы подобных предприятий.
Для получения среднечасовой потребности в сжатом воздухе необходимо составить почасовой суточный график потребления сжатого воздуха или, иначе, расчетный почасовой суточный график нагрузки КС. Это ступенчатая диаграмма, где расход воздуха в течение часа считается неизменным (в действительном графике так не бывает). Пример такого графика приведен на рис.4.1.
Рис.4.1. Почасовой суточный график воздухопотребления
Этот график может быть составлен на основании детального изучения, в течение каждого часа, числа включенных пневмоприемников и их загрузки в течение суток с максимальным воздухопотреблением. (Qs – суточное воздухопотребление). Для этого все пневмоприемники разбивают на две группы:
а) пневмоинструменты – с кратковременным режимом работы, (например, пневмомолотки, пневмозубила, сверлильные машины, фортуны и др.);
б) пневмооборудование – с длительным режимом работы (дутье, пневмотранспорт, эрлифт и т.п.).
В таком случае расчетная среднечасовая нагрузка на КС Qср.р, м3/ч, определяется суммой:
, (4.4)
где Qср.ин – среднечасовой расход воздуха однотипной группой пневмоинструменов; Qср.об – среднечасовой расход воздуха однотипной группой пневмооборудования; m1 и m2 – количество типов инструмента и оборудования соответственно; Qпот – потери воздуха от утечек (по статистическим данным).
В то же время:
; (4.5)
, (4.6)
где – коэффициенты спроса и использования инструментов и оборудования соответственно; – число однотипных инструментов и единиц оборудования соответственно; – паспортные расходы воздуха на единицу пневмоприемников при непрерывной их работе в номинальном режиме.
Коэффициенты находят из статистической обработки опытного хронометрирования работы пневмоприемников:
, (4.7)
где – время использования инструмента и оборудования за смену, ч; T – продолжительность смены, ч.
При работе предприятия возможны кратковременные увеличения расхода воздуха за счет включения одновременно группы крупных потребителей. Такой режим работы пневмоприемников создает максимальный расход воздуха. Его можно оценить как
, (4.8)
где - коэффициент максимума, зависящий от характера нагрузки и вероятности одновременного включения в работу большого количества пневмоприемников.
Большие значения относятся к случаю малого числа потребителей с большими расходами воздуха и сравнительно редкими включениями.
По значению Qmax определяют диаметры трубопроводов сжатого воздуха и максимально длительную нагрузку:
, (4.9)
где =0,85-0,95 – коэффициент неодновременности включения потребителей. Он зависит от числа групп пневмоприемников с неодинаковыми режимами работы. Значение уменьшается, если число таких групп растет.
4.2. Выбор типа, типоразмера и количества компрессоров, устанавливаемых на компрессорной станции (КС)
Различают установленную, рабочую и резервную производительности компрессорной станции.
Рабочая производительность КС , м3/мин, – сумма номинальных производительностей всех компрессоров станции, за исключением резервных.
Резервная производительность , м3/мин, – сумма номинальных производительностей резервных компрессоров данной КС.
Установленная производительность КС Qуст, м3/мин, – это сумма номинальных производительностей всех компрессорных машин, установленных на станции, включая резервные:
, (4.10)
где m – число компрессоров на КС; , – номинальная производительность одного (i-го) компрессора, м3/мин
Методики выбора указанных производительностей, а также количества, типов и типоразмеров компрессоров, устанавливаемых на станции, зависят от характера потребителей и графика потребления сжатого воздуха от компрессорной станции.
На КС, снабжающих большое число мелких потребителей воздухом с давлением не выше 1-1,2 МПа, обычно устанавливают однотипные агрегаты.
Опыт проектирования показал, что экономически целесообразно размещать на КС: поршневые (ПК) или винтовые компрессоры (ВК), если Qм.д 400 м3/ч, и центробежные (ЦБК) или осевые нагнетатели (ОК) при Qм.д 400 м3/ч.
Считается достаточно надежным решением устанавливать одну резервную машину при числе рабочих компрессоров праб 7.
Если на КС необходимо установить машины с разной производительностью, то резервный(е) компрессор(ы) должен(ны) иметь производительность самого крупного рабочего агрегата, т.е. (основное правило резервирования).
Если потребители не допускают снижения подачи воздуха, то рабочая производительность станции принимается равной максимально длительной нагрузке, т.е. . Если некоторое снижение подачи воздуха допустимо, то рабочая производительность обеспечивает только 75-90 % максимально длительной нагрузки, т.е. и для покрытия Qм.д приходится включать резервный компрессор.
Величины Qуст и на КС с однотипными компрессорами зависят от числа рабочих компрессоров nраб. Покажем это на примере.
Пусть нам дан суточный график потребления сжатого воздуха в % от Qм.д. Считаем, что Qуст =Qм.д. На КС приняты к установке однотипные агрегаты (и рабочие, и резервные).
Построим диаграмму зависимостей Qуст и от числа устанавливаемых на КС рабочих машин – nраб (см. рис. 4.2):
На диаграмме справа – суточный график потребления сжатого воздуха;
слева – дана кривая изменения установленной Qуст и резервной производительностей (=QустQраб при Qраб=const) от числа установленных на КС рабочих компрессоров.
Из диаграммы видно, что с увеличением числа рабочих машин на КС снижается производительность единичных агрегатов Qк. Снижаются и значения и Qуст. При этом, однако, увеличиваются капитальные удельные затраты Зкап, так как стоимость двух машин больше, чем стоимость одной машины с той же производительностью. Таким образом, с увеличением nраб стоимость рабочих компрессоров Сраб растет, а стоимость резерва Срез снижается (см. рис. 4.3). Это указывает на то, что существует вариант, когда капитальные суммарные затраты С имеют минимум.
Рис. 4.2. Зависимость установленной производительности КС от числа принятых к установке рабочих машин
В ежегодных издержках производства сжатого воздуха доминируют затраты на электроэнергию для привода компрессоров и на зарплату обслуживающему персоналу. Издержки на заработную плату растут с ростом nраб. При этом издержки на электроэнергию снижаются, так как с увеличением числа агрегатов более экономичным будет регулирование производительности путем отключения и включения отдельных машин.
Рис. 4.3. Зависимости стоимостей рабочих и резервных компрессоров устанавливаемых на КС от числа принятых к установке рабочих машин
Суммируя основные составляющие приведенных затрат З, легко установить, что минимум этой суммы будет соответствовать определенному (оптимальному) числу рабочих компрессоров – .
Опыт проектирования и эксплуатации показал, что оптимальное число рабочих машин составляет: на КС с поршневыми компрессорами шт.; на КС с турбокомпрессорами шт. Точное число зависит от уровня тарифов на электроэнергию и заработной платы в том или ином регионе и может быть установлено только на основании технико-экономического сравнения вариантов.
Установив оптимальное количество рабочих компрессоров, определяют оптимальную производительность одной машины , м3/мин:
, (4.11)
по каталогу выбирают компрессор с производительностью, близкой к оптимальной.
Для крупных потребителей, работающих по индивидуальному графику (доменная печь, воздухоразделительная установка и т.п.), как правило, применяется блочная схема воздухоснабжения от ЦБК или ОК. В этой схеме подача воздуха каждому потребителю осуществляется индивидуальным компрессором.
Контрольные вопросы
1. Что называют нагрузкой компрессорной станции?
2. Какие нагрузки КС называют максимально длительными и максимально возможными?
3. Что представляет собой укрупненный метод определения нагрузки КС?
4. В каком случае используется расчетный метод определения нагрузки?
5. Как выбирается рабочая производительность компрессорной станции?
6. Как формулируется основное правило резервирования компрессорных машин?
7. Как выбирается тип нагнетателей, принимаемых к установке на компрессорной станции?
8. Как выбирается оптимальное число рабочих компрессорных машин на КС с поршневыми и центробежными нагнетателями?
9. Какое соотношение принимают обычно между числами рабочих и резервных компрессоров на КС при установке на ней однотипных машин?
10. Какой расчет позволяет окончательно выбрать оптимальное количество устанавливаемых на КС рабочих машин?
5. оборудование И СХЕМЫ компрессорных станций систем воздухоснабжения
5.1. Общие сведения о компрессорном оборудовании
5.1.1. Классификация нагнетательных установок и области их применения
Для сжатия и нагнетания воздуха и других газов используются так называемые нагнетатели. В зависимости от создаваемого давления их условно делят на:
а) вентиляторы, создающие давление не выше 10 кПа;
б) воздуходувки (газодувки), создающие давление до 0,3 МПа;
в) компрессоры, развивающие давление свыше 0,3 МПа.
Классифицировать компрессоры можно по принципу действия, конструктивной схеме, по развиваемому давлению, по области применения и другим признакам.
В зависимости от принципа действия все компрессорные машины можно разделить на два обширных класса:
1) объемные – где давление газа повышается за счет сокращения первоначального объема рабочего пространства. К ним относятся:
а) поршневые с кривошипно-шатунным механизмом и со свободно движущимися поршнями;
б) ротационные, в которых роль поршня выполняют либо непосредственно вращающийся винтовой ротор, либо пластины, расположенные в роторе. Это винтовые (Лисхольма), пластинчатые, жидкостно-кольцевые, с восьмеричным ротором (Рутса) компрессоры;
2) нагнетатели динамического действия (кинетического сжатия), в которых давление газа повышается за счет сообщения газу большой скорости с последующим преобразованием кинетической энергии потока в давление. К этому классу относят:
а) лопаточные нагнетатели (турбокомпрессоры);
б) струйные компрессоры (эжекторы).
В свою очередь турбокомпрессоры по конструктивным признакам подразделяют на центробежные, осевые, диагональные и вихревые.
По величине развиваемого давления Pнк, МПа, компрессорные установки (КУ) подразделяют на:
а) низкого давления – Pнк=0,3-2,5;
б) среднего давления – Pнк=2,5-6,0;
в) высокого давления – Pнк=6,0-35;
г) сверхвысокого давления – Pнк35.
По производительности Qк, м3/мин, КУ классифицируют так:
а) малые – с Qк до 100;
б) средние – Qк от 100 до 500;
в) большие - Qк более 500.
На промышленных компрессорных станциях в зависимости от необходимого давления и расхода воздуха наиболее часто устанавливают поршневые и центробежные компрессоры. В последние годы все шире стали распространяться винтовые компрессоры.
Каждый тип компрессора имеет свои достоинства и недостатки. Применение того или иного типа зависит от конкретных условий, в которых ему предстоит работать.
Область преимущественного применения машин объемного действия характеризуется средними и высокими давлениями и сравнительно малыми расходами рабочего тела. Турбокомпрессоры применяют при больших расходах газа и меньших степенях повышения давления. Обычно при производительностях единичных машин Qк до 100-120 м3/мин применяют поршневые компрессоры, в интервале от 100 до 5000 м3/мин – центробежные агрегаты, при расходах свыше 5000 м3/мин – осевые компрессоры. Винтовые компрессоры имеют производительность от 3 до 50 м3/мин и успешно вытесняют поршневые машины в этом диапазоне.
5.1.2. Поршневые компрессоры
Тип поршневого компрессора определяется расположением осей цилиндров в пространстве. Оно бывает вертикальным, горизонтальным и угловым. Угловые делятся на прямоугольные, V-образные, W-образные и звездообразные.
По числу ступеней сжатия различают одно-, двух- и многоступенчатые компрессоры. В компрессоре одноступенчатого сжатия воздух сжимается один раз и затем по трубопроводу поступает в воздухосборник (ресивер). В двухступенчатом компрессоре воздух сжимается дважды: вначале до определенного (промежуточного) давления в цилиндре первой ступени, потом он охлаждается в промежуточном охладителе, затем сжимается до конечного давления в цилиндре второй ступени.
Поршневые машины в зависимости от организации процесса сжатия в цилиндре подразделяются на компрессоры простого и двойного действия, прямоточные и непрямоточные (см. рис. 5.1).
В компрессоре простого действия цилиндр имеет только одну полость сжатия (над поршнем). В компрессоре двойного действия обе полости (над и под поршнем) – рабочие. Компрессоры двойного действия более производительны, но и более сложны. Им нужны дополнительные клапаны, герметизация подпоршневой полости и более сложный механизм движения с крейцкопфом и штоком.
Рис. 5.1. Конструктивные схемы цилиндров поршневых компрессоров:
а – непрямоточный простого действия; б – непрямоточный двойного действия; в – прямоточный простого действия
В крейцкопфных машинах (рис. 5.2) поршень приводится в движение от коленчатого вала через кривошипно-шатунный механизм, крейцкопф (ползун) и шток. При этом нормальная составляющая от усилия шатуна воспринимается крейцкопфом, что уменьшает силу трения на боковой поверхности поршня и позволяет сократить его длину и уменьшить износ. Это, как правило, компрессоры непрямоточные, двойного действия, с вертикальным, прямоугольным и горизонтальным расположением цилиндров.
Рис. 5.2. Кинематические схемы поршневых компрессоров применяемых в системах воздухоснабжения: а – воздушный бескрейцкопфный компрессор с V-образным расположением цилиндров (ВУ); б – воздушный крейцкопфный с прямоугольным расположением цилиндров (ВП); в – воздушный крейцкопфный с горизонтальным оппозитным расположением цилиндров (ВМ).
Применение оппозитной компоновки позволяет нейтрализовать влияние больших инерционных сил. Это дает возможность увеличить частоту вращения коленчатого вала в 2-2,5 раза, что во столько же раз увеличивает производительность компрессора при тех же габаритах и массе.
Бескрейцкопфные компрессоры, как правило, строятся как быстроходные машины (до 3000 об/мин) с вертикальным или угловым расположением цилиндров. Это легкие, компактные, хорошо уравновешенные машины. Число цилиндров может достигать 8 и более.
В соответствии с ГОСТ 23680-84 "Воздушные поршневые стационарные компрессоры общего назначения" специально для систем воздухоснабжения производятся ПК следующих 3-х типов (см. рис. 5.2):
а) ВУ – воздушные бескрейцкопфные с V-образным расположением цилиндров;
б) ВП – воздушные крейцкопфные с прямоугольным расположением цилиндров;
в) ВМ – воздушные крейцкопфные с горизонтальным оппозитным расположением цилиндров.
Все эти компрессоры выпускаются большой номенклатурой по подаче и давлению.
В марке компрессора обозначается тип, подача и давление сжатия. Например типоразмер компрессора 2ВМ4-24/9 означает: воздушный 2-рядный крейцкопфный компрессор с оппозитным расположением цилиндров, поршневым усилием 4 тонно-силы, производительностью 24 м3/мин, полным конечным давлением сжатия 9 кГс/см2. Некоторые предприятия указывают в обозначениях своих моделей вместо полного – избыточное давление сжатого воздуха (для Qк50 м3/мин).
Поршневые компрессоры имеют КПД выше, чем центробежные, и, следовательно, там, где расходы воздуха невелики, их применение оправдано. Они очень надежно работают в тяжелых условиях при непрерывной круглосуточной эксплуатации. При Pнк5,0 МПа они вообще незаменимы. Часто их целесообразно применять уже при Pнк3,0 МПа. Но из-за больших зон перекрытия по давлению и производительности окончательный выбор типа компрессора для установки на КС делается на основании технико-экономических расчетов.
Недостатки ПК:
Недостатки ведут к увеличению массы фундамента, увеличению здания КС и т.п., т.е. ведут к большим капитальным затратам, которые часто не окупаются высоким КПД. Именно поэтому во многих случаях ПК вытесняются ротационными и центробежными компрессорами.
5.1.3. Турбокомпрессоры
Турбокомпрессоры относятся к машинам динамического (кинетического) действия, так как повышение давления происходит за счет инерционных сил. Иногда их еще называют поточными машинами.
Рабочий процесс в центробежном компрессоре (ЦБК) и осевом компрессоре (ОК) представляет собой обращенный процесс соответствующих турбин (радиальной и осевой). Именно поэтому ЦБК и ОК часто объединяют одним названием – турбокомпрессоры (ТК).
Преимущества турбокомпрессоров перед поршневыми компрессорами:
Недостатки ТК по сравнению с ПК:
Производительность осевого компрессора может быть существенно большей, чем у центробежного. Однако низший предел по производительности (из условия сохранения высокого КПД) у них тоже выше. Он составляет 300-500 м3/мин (см. рис.4.2).
Рис. 5.3. Зависимости КПД компрессоров разных типов от их производительности
Производительность осевого компрессора может быть существенно большей, чем у центробежного. Однако низший предел по производительности (из условия сохранения высокого КПД) у них тоже выше. Он составляет 300-500 м3/мин (см. рис. 5.3). Осевые компрессоры имеют КПД больше, чем в ЦБК. Но этот КПД больше только в узкой области по режиму (подаче). Эта область составляет 510 % от Qрас (см. рис. 5.4).
Рис.5.4. Изменение КПД осевого и центробежного компрессоров при отклонении режима работы от расчетного
Осевые компрессоры имеют те же достоинства и недостатки, что и центробежные. Они широко применяются в металлургическом производстве (доменное дутье) и в силовых и энергетических газотурбинных установках (ГТУ).
ГОСТа на обозначение ЦБК и ОК нет.
Невский машиностроительный завод (г. Санкт-Петербург) и Хабаровский завод энергетического машиностроения маркируют выпускаемые ЦБК так: например, К-250-61-1, что означает: К – центробежный воздушный компрессор; 250 – расчетная производительность, м3/мин; 61 – число ступеней в одном цилиндре; 1 – модификация корпуса.
НПО «Казанькомпрессормаш» обозначает, например, так: 32ВЦ-100/9, где: 32 – номер базы корпусов; ВЦ – воздушный центробежный компрессор; 100 - производительность в м3/мин; 9 – расчетное (абсолютное) развиваемое давление в кГс/см2
5.2. Технологические схемы компрессорных станций
5.2.1. Общие сведения о схемах
В соответствии с ГОСТ 2.701-84 "ЕСКД. Виды и типы схем" различают два типа схем любых технологических установок: принципиальные и монтажные.
Принципиальная схема – это графическое изображение процесса получения сжатого воздуха в компрессорной установке или на компрессорной станции. На ней не придерживаются фактического расположения оборудования в помещениях КС, не соблюдается масштаб. На этих схемах не показываются способы присоединения трубопроводов к арматуре и оборудованию, оборудования к стенам и другим конструкциям здания.
Графическое изображение элементов и соединяющие их линии связи следует располагать таким образом, чтобы обеспечить наилучшее представление о структуре установки и взаимодействии ее частей.
Одинаковое оборудование на принципиальной схеме приводится один раз.
Монтажная схема составляется для облегчения монтажа и эксплуатации оборудования, для облегчения обнаружения и устранения неполадок. Схема показывает места соединения трубопроводов с арматурой и оборудованием соответственно с действительным его расположением. На ней, как правило, указываются диаметры трубопроводов и его элементов.
Схемы компрессорной станции состоят из схем четырех основных отдельных систем: воздушной, охлаждающей, масляной, продувочной.
Воздушная система включает: воздухозаборные устройства, фильтры, промежуточные и концевой охладители, арматуру, всасывающие и нагнетающие трубопроводы. При отсутствии воздухоохладителей на их место устанавливают масловодоотделители.
Охлаждающая система – это трубопроводы и арматура, подающие и отводящие охлаждающую воду (или другой хладоноситель). При локальной оборотной системе водоснабжения в нее входят еще и насосы, водоохлаждающие устройства.
Масляная система – обычно раздельная на каждый компрессор. Состоит из масляных насосов, маслопроводов, маслоохладителей, баков.
Продувочная система содержит: продувочный бак (позволяющий отстаивать и сливать масло); продувочные трубопроводы; арматуру. Она предназначена для удаления скапливающихся в аппаратах влаги и масла, их разделения, с целью подачи масла на регенерацию.
Вид принципиальной схемы компрессорной установки зависит от типа используемого компрессора.
5.2.2. Технология получения сжатого воздуха на поршневой компрессорной установке
Принципиальная схема воздушной поршневой компрессорной установки приведена на рис. 5.5.
Рис. 5.5. Принципиальная схема двухступенчатой воздушной поршневой компрессорной установки: 1 – воздухозаборное устройство; 2 – воздухоочистительное устройство (фильтр); 3 – расходомерное устройство (обычно не устанавливается); 4 – всасывающий трубопровод; 5 – компрессор; 6 – приводной двигатель; 7 – промежуточный охладитель воздуха (ПО); 8 – нагнетательный трубопровод; 9 – пусковой, разгрузочный вентиль; 10, 15 – предохранительные клапаны; 11, 17 – запорные задвижки; 12 – концевой охладитель воздуха; 13 – масловодоотделитель; 14 – обратный клапан; 16 – воздухосборник (ресивер); 18 – магистральный воздухопровод или коллектор КС; 19 – продувочный бак.
Процесс получения сжатого воздуха происходит в следующем порядке. При работе компрессора атмосферный воздух проходит через воздухозаборник 1, фильтр 2, где очищается от пыли и капельной влаги, и по всасывающему трубопроводу поступает в 1-ю ступень компрессора 5, где сжимается до промежуточного давления.
Из 1-й ступени воздух нагнетается в промежуточный охладитель (ПО), где он охлаждается, и затем поступает во 2-ю ступень компрессора. Сжатый до конечного давления воздух по нагнетательному трубопроводу поступает в концевой охладитель (ВОК), где осуществляется частичная конденсация паров воды и масла. Охлажденный воздух проходит масловодоохладитель 13, где улавливаются капли воды и масла, и подается в воздухосборник 16. Далее сжатый воздух по магистральному трубопроводу подается в пневмосеть предприятия.
Слив конденсата из концевого охладителя, масловодоотделителя, ресивера осуществляется через продувочный бак 19.
Пусковой разгрузочный клапан 9 и запорная задвижка 11 предназначены для облегчения запуска поршневого компрессора. При пуске разгрузочный клапан 9 открыт, открывается и задвижка 17, задвижка 11 закрыта. Как только электродвигатель разовьет номинальные обороты клапан 9 начинают плавно закрывать, а задвижку 11 открывать (одновременно).
В многоступенчатых компрессорах между всеми ступенями устанавливают промежуточные воздухоохладители. Они позволяют существенно снизить удельные энергозатраты на сжатие и повысить надежность работы оборудования.
Установка запорной арматуры между компрессором и ближайшим по ходу воздуха предохранительным клапаном не допускается.
Охлаждение цилиндров компрессора и ПО может бать как последовательное, так и параллельное.
5.2.3. Технология получения сжатого воздуха в турбокомпрессорной установке
Принципиальная схема турбокомпрессорной установки для получения сжатого воздуха приведена на рис. 5.6.
В отличие от схемы с поршневым компрессором в ней отсутствует маслоотделитель, так как в воздухе нет масла. Не устанавливается также воздухосборник, так как турбокомпрессор в пределах рабочего диапазона характеристики саморегулируется. Кратковременные пиковые нагрузки восполняются аккумулирующей способностью воздухопроводов, имеющих большую емкость. Обязательно расходомерное устройство. Это, как правило, торцевая диафрагма.
При работе компрессора воздух из воздухозаборного устройства через фильтр и дроссельную заслонку поступает в 1-ю секцию сжатия. В секции может быть 1-3 центробежные ступени. После 1-й секции воздух охлаждается в ПО1, то же происходит и в ПО2 после 2-й секции. После последней секции воздух охлаждается в концевом охладителе с целью удаления из него части влаги. На напорной линии обязательны обратный клапан, противопомпажный и пусковой клапаны, запорная задвижка. Обратный клапан препятствует обратному току воздуха и раскрутке компрессора при аварийной остановке агрегата.
На участке между выходным патрубком компрессора и первым предохранительным клапаном по ходу движения воздуха установка запорной арматуры запрещается.
Рис. 5.6. Принципиальная схема трехсекционной воздушной турбокомпрессорной установки:
1 – воздухозаборное устройство; 2 – фильтр (фильткамера); 3 – расходомерное устройство (диафрагма, сопло Вентури); 4 – дроссельная заслонка на всасывании; 5 – компрессор (3-хсекционный); 6 – промежуточные охладители воздуха; 7 – концевой (конечный) охладитель воздуха; 8 – влагоотделитель; 9 – обратный клапан; 10 – запорная задвижка; 11 – пусковой (разгрузочный, выдувочный) клапан; 12 – автоматический противопомпажный клапан; 13 – глушитель шума; 14 – продувочный бак; 15 – магистральный воздухопровод
Перед пуском КУ для разгрузки электродвигателя открывается пусковой клапан 11 и закрывается дроссельная заслонка 4 на всасывании. В заслонке имеется щель или специальный клапан для пропуска небольшого количества воздуха для вентиляции проточной части ротора. В период раскрутки двигателя этот воздух сбрасывается в атмосферу через глушитель шума 13.
При выходе на номинальную частоту вращения ротора компрессора клапан 11 закрывается, а дроссельной заслонкой 4 устанавливают требуемые давление и расход воздуха. При выравнивании давления воздуха за компрессором и в воздушной магистрали 15 самостоятельно открывается обратный клапан 9 и воздух начинает поступать в общий коллектор или непосредственно в магистраль.
Контрольные вопросы
1. Какие нагнетатели относятся к компрессорам?
2. Чем отличаются по принципу действия нагнетатели объемного типа от нагнетателей динамического действия?
3. Почему центробежные и осевые компрессоры называются турбокомпрессорами?
4. Чем определяется тип поршневого компрессора?
5. Что представляет собой крейцкопф поршневого компрессора?
6. Какие типы поршневых компрессоров общего назначения выпускаются для воздушных компрессорных станций в соответствии с ГОСТ 23680-84?
7. Назовите достоинства и недостатки поршневых компрессоров.
8. Назовите преимущества турбокомпрессоров по сравнению с поршневыми машинами.
9. Схемы каких систем входят в состав схемы компрессорной станции?
10. С какой целью организуется промежуточное охлаждение воздуха между ступенями сжатия?
11. Какое мероприятие предусматривается для облегчения запуска поршневого компрессора?
12. Каким образом облегчается запуск турбокомпрессора?
13. Какова роль концевого воздухоохладителя?
14. С какой целью на нагнетательной линии компрессора устанавливается обратный клапан?
15. В каких установках устанавливается водо-маслоотделитель?
16. Где устанавливается расходомерное устройство, измеряющее производительность компрессора?
6. Основы теории компрессорных машин
6.1. Основные показатели работы (параметры) компрессорных машин
6.1.1. Производительность (подача)
Количество газа, подаваемого компрессором в единицу времени, называется производительностью (подачей) компрессора.
Обычно производительность измеряется объемом газа, приведенным к давлению и температуре его во всасывающем патрубке (т.е. практически к атмосферным условиям Pа и Tа). В этом случае она называется объемной производительностью Qв и измеряется в м3/с, м3/мин, м3/ч.
Иногда подачу компрессора относят к состоянию газа при каких-либо других условиях. Например, при так называемых нормальных условиях: Р0=760 мм рт. ст. (0,1013 МПа); Т0=273,15 K (0 C), тогда подача называется производительностью при нормальных условиях (нм3/мин).
Вместо объемной подачи на практике часто используется массовая производительность Gв, кг/с, которая связана с объемной подачей Qв, м3/с, соотношением: , где в, кг/м3, – плотность воздуха на всасывании.
6.1.2. Удельная работа сжатия
Удельная работа сжатия (напор) в компрессоре – это работа, сообщенная 1 кг воздуха при сжатии, lк, кДж/кг. Процессы сжатия в компрессоре зависят от внешних условий. Различают четыре теоретических процессов сжатия. Отображение процессов сжатия газа от давления P1 до давления P2 в P,V- и T,s- диаграммах представлено на рис. 6.1.
Рис. 6.1. Диаграммы возможных режимов сжатия газов:
1-2из – изотермический; 1-2ад – адиабатный (изоэнтропный); политропные процессы для неохлаждаемых (n k) – 1- и для интенсивно охлаждаемых (nk) компрессоров – 1-; k – показатель адиабаты сжимаемого газа (для воздуха k=1,4)
Так как значение удельной работы сжатия пропорционально площади соответствующей диаграммы, то очевидно: .
Аналитически эти процессы можно записать так:
; (6.1)
= (6.2)
, (6.3)
где: R=0,287 – газовая постоянная для воздуха; k=1,4 – показатель адиабаты для воздуха (постоянная величина); n – показатель политропы сжимаемого газа (переменная величина).
6.1.3. Развиваемое давление
Давление, развиваемое компрессором, это энергия, сообщенная 1 м3 воздуха в процессе сжатия: P, .
Развиваемое давление количественно связано с удельной работой сжатия:
P2-P1=lк, ,
но плотность воздуха в этом выражении следует брать при тех же параметрах воздуха, при которых определялисъ значения объема и массы.
Для характеристики процесса сжатия чаще используется понятие: степень повышения давления – 1.
6.1.4. Термодинамические КПД компрессора
Обычным энергетическим КПД характеризовать работу компрессора нельзя, так как при сжатии нельзя оценивать приращение энергии только энтальпией. КПД изотермического процесса сжатия (самого экономичного) по этой методике будет равен нулю.
Поэтому совершенство процессов сжатия оценивают при помощи относительных термодинамических КПД:
– изотермический КПД;
– изоэнтропный (адиабатный) КПД,
где li – удельная внутренняя работа действительного процесса сжатия (без учета механических потерь). Изотермический КПД из – применяют для оценки процессов в компрессорах с интенсивным водяным охлаждением. Для такого процесса изотермический процесс является эталонным. Изоэнтропный (адиабатный) КПД ад – используют для оценки эффективности процессов сжатия в неохлаждаемых или воздушно-охлаждаемых компрессорах. Для таких компрессоров эталонным является изоэнтропный процесс.
Обычно для поршневых компрессоров в зависимости от интенсивности охлаждения – из=0,65-0,85.
Для неохлаждаемых компрессоров: центробежных – ад=0,8-0,9; и осевых – ад=0,85-0,95.
6.1.5. Эксергетический КПД
Более полно термодинамическую эффективность оценивает эксергетический КПД компрессорной установки:
, (6.4)
где E1 – эксергия потока сжатого воздуха на выходе из компрессорной установки, кВт; Eвэр – эксергия теплоты охлаждающей компрессор воды, если она полезно использована на производстве, кВт; Eвх – эксергия подведенной к компрессору энергии (для привода), кВт; – эксергия затрат энергии во вспомогательных элементах КУ (система осушки сжатого воздуха, градирни, циркуляционные насосы и пр.), кВт
Значение полной эксергии сжатого воздуха E1, кВт, вычисляется по соотношению
, (6.5)
где Gв – массовая производительность компрессорной установки, кг/с. Удельная эксергия сжатого воздуха e, кДж/кг, определяется из выражения:
, (6.6)
где i, s – энтальпия и энтропия сжатого воздуха, которые определяются по термодинамическим таблицам или диаграммам при параметрах воздуха на выходе из КУ, кДж/(кгК); iо.с, sо.с. – энтальпия и энтропия воздуха (окружающей среды), котрые определяются при давлении и температуре на входе в компрессор, кДж/(кгК).
6.1.6. Мощность компрессора
При известных термодинамических КПД из и ад легко вычисляется внутренняя работа компрессора li, кДж/кг по известным соотношениям:
или , (6.7)
где значения lиз и lад, кДж/кг, определяются по соотношениям (6.1) и (6.3).
Но кроме внутренних потерь в компрессоре есть еще механические потери, которые оцениваются механическим КПД. Для обычных серийных конструкций можно принимать м=0,96-0,98, тогда эффективная работа компрессора lе, кДж/ кг, находится из соотношений:
или . (6.8)
При известной массовой подаче компрессора Gв, кг/с, потребляемая мощность Ne, кВт, составит:
или . (6.9)
Знание этой мощности позволит определить требуемую мощность привода.
6.2. Ступенчатое сжатие и его расчет
6.2.1. Ступенчатое сжатие в поршневых компрессорах (ПК)
Давление, создаваемое компрессорами в производственных системах воздухоснабжения, обычно составляет 0,6-1,0 МПа (т.е. ). Получение такого давления в одной ступени затруднительно. Причиной этого в объемных машинах является чрезмерное повышение температуры в конце сжатия. Поэтому следует, во-первых, применять возможно более интенсивное охлаждение газа в процессе его сжатия и, во-вторых, производить сжатие в последовательно соединенных ступенях, осуществляя понижение температуры газа в промежуточных воздухоохладителях.
Применение ступенчатого сжатия с охлаждением газа в охладителях между ступенями дает большую экономию в энергии, расходуемой на привод компрессора.
Самым выгодным компрессорным процессом, обеспечивающим наименьший расход энергии на привод, является изотермический процесс. Такой процесс, из-за затрудненных условий теплообмена между сжимаемым газом и охлаждающей водой, практически неосуществим. Приближение к изотермическому процессу возможно путем увеличения количества ступеней компрессора при выносном промежуточном охлаждении воздуха. При этом уменьшается мощность привода, но усложняется конструкция КУ и увеличивается ее стоимость.
В компрессоростроении выработаны нормативы по определению необходимого числа ступеней ПК z в зависимости от степени повышения давления к:
|
к |
z |
|
До 6 |
1 |
|
6-30 |
2 |
|
30-100 |
4 |
|
100-150 |
5 |
|
Выше 150 |
6 и более |
При одинаковых условиях охлаждения воздуха по ступеням минимум затрат энергии в многоступенчатом сжатии имеет место при равенстве степеней повышения давления во всех ступенях, т.е.
1=2=3=. . .= i. (6.10)
Это положение, как правило, использовано конструкторами компрессорных машин, поэтому в тепловом расчете при определении степеней повышения давления в ступенях следует пользоваться соотношением
, (6.11)
где и – давления нагнетания и всасывания в компрессоре соответственно; Pку – давление за компрессорной установкой; – коэффициент, учитывающий потери давления в ПО и ВОК (обычно ).
Потребляемая мощность многоступенчатого компрессора должна определяться как сумма мощностей отдельных ступеней. Например, для двухступенчатого водоохлаждаемого ПК она вычисляется по соотношению:
, (6.12)
где удельные работы сжатия находятся в соответствии с (6.1) как
и . (6.13)
Здесь значения температуры воздуха на входе в соответствующие ступени определяются условиями всасывания компрессора и эффективностью промежуточного воздухоохладителя.
Значения температур воздуха в конце процессов сжатия в ступенях могут быть вычислены по уравнению адиабаты с учетом поправок на реальные условия работы:
и , (6.14)
где =0,93-0,96 – коэффициент, учитывающий подогрев воздуха при всасывании; – показатель политропы процесса (k=1,4).
6.2.2. Ступенчатое сжатие в турбокомпрессорах (ТК)
В компрессорах лопастных (центробежных и осевых) из-за ограничения окружных скоростей лопаток (по соображениям прочности) степень повышения давления в одной ступени невелика (ст=1,3-1,5). Это ведет к увеличению числа ступеней сжатия для достижения заданного давления. С одной стороны, это усложняет конструкцию, с другой стороны, появляется возможность размещения большего числа промежуточных охладителей воздуха. Процесс сжатия при этом приближается к изотермическому и, как следствие, уменьшается мощность привода.
На практике ступени разбивают на группы (секции) и охладители ставят между секциями. В пределах секции ступени не охлаждают, поэтому удельная работа сжатия в секции вычисляется по уравнению изоэнтропного (адиабатного) сжатия (6.2) с использованием изоэнтропного (адиабатного) КПД.
Здесь, как и в поршневых компрессорах, степени повышения давления в секциях с обычно принимают одинаковыми, т.е. без учета гидравлических потерь в промежуточных охладителях:
, (6.15)
где z – число секций.
С учетом гидравлических потерь
. (6.16)
Удельная работа сжатия в компрессоре определяется как сумма удельных работ в секциях:
, (6.17)
где
. (6.18)
Здесь Tвс – температура воздуха на входе в соответствующую секцию, К, значение которой зависит от температуры охлаждающей воды и эффективности работы воздухоохладителя.
6.3. Работа лопаточных машин
6.3.1. Основное уравнение турбомашин (уравнение Эйлера) и его анализ
Теоретическая работа, сообщенная 1 кг газа (напор), Дж/кг, при изоэнтропном (адиабатном) сжатии его от давления Р1 до давления Р2 может быть вычислена по известному из термодинамики соотношению (6.2):
= .
Эта же работа может быть найдена из уравнения Эйлера:
, (6.19)
где u2 и u1 – окружные скорости концов рабочих лопаток, м/с; с2u и c1u – окружные составляющие абсолютных скоростей потока на выходе и входе рабочего колеса (см. рис. 6.2).
Рис. 6.2. Треугольники скоростей газового потока на входе и выходе рабочего колеса центробежного компрессора (ЦБК)
Используя соотношения для треугольников скоростей, преобразуем уравнение Эйлера. В соответствии с теоремой косинусов из выходного треугольника можно записать:
, где ,
тогда
. (6.20)
Аналогично из входного треугольника:
. (6.21)
Подставив эти выражения в уравнение Эйлера (6.19) получим:
. (6.22)
Это преобразованное уравнение Эйлера, удобное для анализа. Здесь два последних члена выражают часть работы ТК, затраченной на прирост давления газа в рабочем колесе. Это статический напор колеса. Первый член – это динамический напор колеса, который может быть преобразован в статический напор в диффузоре ТК.
Из уравнения (6.19) видно, что максимальный напор, а следовательно, максимальное давление, развиваемое ступенью ТК, будут при , т.е. при 1=90 (вход потока в колесо без предварительной закрутки): . Иначе
, (6.23)
где – коэффициент закрутки потока, который является характеристикой геометрии рабочего колеса. Отсюда важный вывод:
Максимальная окружная скорость u2 лимитируется условиями прочности. В стационарном компрессоростроении при загнутых рабочих лопатках для применяемых материалов обычно принимают u2250 м/с. В таких ступенях ЦБК степени повышения давления составляют ст=1,3-1,5.
На практике в ЦБК могут быть использованы рабочие колеса с лопатками следующих форм (см. рис. 6.3):
Рис. 6.3. Схемы рабочих колес ЦБК: а – лопатки загнуты назад; б – лопатки радиальные; в – лопатки загнуты вперед
В соответствии с (6.23), если все три колеса одного диаметра, то при неизменной частоте вращения (u2=const) и одинаковых условиях входа потока наименьший напор будет в колесе а) и наибольший – в колесе в).
Преобразование кинетической энергии потока в потенциальную происходит в диффузоре и обратном направляющем аппарате. Оно сопровождается значительными газодинамическими потерями. Эти потери растут с увеличением скорости c2 (в соответствии с законом Дарси). Отсюда области применения центробежных компрессоров с разными типами колес:
1) в стационарных крупных компрессорах, для которых экономичность имеет первостепенное значение, используют рабочие колеса с лопатками, загнутыми назад (2л=35-55);
2) загнутые вперед лопатки применяют в тех случаях, когда необходимо получить высокий напор в одной ступени, а величина КПД играет второстепенную роль;
3) наиболее прочные – радиальные лопатки. Они позволяют получать окружную скорость до 500 м/с. Кроме того, эти лопатки обеспечивают максимальную диффузорность, т.е. наибольший член уравнения (6.22): .
Благодаря этому в одном колесе с радиальными лопатками достижимы более высокие статические давления. Такие колеса применяются тогда, когда требуются высокие давления при минимальных габаритах и массе. Обычно в транспортных конструкциях.
В осевых компрессорах (ОК) обычно u1=u2, т.е. в уравнении (6.22) отсутствует член , отражающий влияние центробежных сил.
Вследствие этого ступень ОК развивает значительно меньший напор, чем ступень ЦБК. Так что при равных степенях повышения давления и других равных условиях ОК имеет значительно большее число ступеней, чем ЦБК.
6.3.2. Основные свойства турбокомпрессоров
В ЦБК и ОК сжатие газов происходит за счет инерционных сил. Эти силы зависят от скорости движения и плотности газа. Поэтому, несмотря на различие в конструкциях, основные свойства этих компрессоров одинаковы.
Примечание: справедливо при неизменном , т.е. при подобных треугольниках скоростей.
Доказательство: это свойство вытекает из самого уравнения Эйлера, где фигурируют только значения скоростей потока.
Доказательство: , где – средняя плотность газа.
Доказательство: из уравнения Эйлера видно, что удельная работа сжатия (напор) зависит только от частоты вращения ротора (1-е свойство ТК), следовательно:
.
Это возможно лишь тогда, если , так как все остальные величины постоянны по условию. Таким образом, на сколько изменится давление на входе в ТК, на столько изменится давление за компрессором.
Доказательство: (по аналогии с п. 3) в соответствии с 1-м свойством ТК
.
Это возможно лишь тогда, когда при изменении T1 будет изменяться и к.
Доказательство: , кВт.
При Qвк=idem, Tвк=idem и n=idem – lт=idem. Следовательно, NкPвк.
Эти основные свойства ТК имеют большое практическое значение. Они широко используются как при проектировании, так и при эксплуатации систем воздухоснабжения.
Контрольные вопросы
1. Что называют объемной производительностью компрессора и как ее определяют?
2. Что представляют собой давление, развиваемое компрессором, и удельная работа сжатия (напор)?
3 Какие КПД используются для оценки эффективности работы компрессора?
4. С какой целью применяют ступенчатое сжатие воздуха в компрессорных установках?
5. Как влияет температура охлаждающей воды на энергозатраты в компрессорных установках?
6. Что характеризует коэффициент закрутки потока в ступени центробежного компрессора (ЦБК)?
7. Какие формы лопаток в рабочих колесах ЦБК целесообразно применять в стационарных установках?
8. От чего зависит развиваемое давление в ЦБК при неизменном значении частоты вращения ротора?
7. Основные характеристики компрессоров
Основными характеристиками компрессора являются зависимости (графические или аналитические) развиваемого давления (или степени повышения давления), потребляемой мощности и КПД от производительности и частоты вращения ротора: .
На характеристики существенное влияние оказывают следующие факторы: род сжимаемого газа и его начальное состояние; условия охлаждения компрессора.
7.1. Характеристики объемных машин
Для компрессорных машин объемного действия характеристика при n=const в расчетном диапазоне работы (по давлению нагнетания) представляет собой почти вертикальную линию (см. рис. 7.1).
В поршневых машинах некоторое отклонение характеристик от вертикали объясняется влиянием «мертвого» пространства (объема) цилиндра и, следовательно, уменьшением коэффициента подачи с ростом давления нагнетания.
Рис. 7.1. Характеристики объемных машин: а – для поршневого компрессора; б – для роторного компрессора
В роторных (ротационных) нагнетателях это отклонение вызвано увеличением внутренних протечек через зазоры при повышении давления нагнетания.
7.2. Характеристики турбокомпрессоров
В отличие от объемных машин турбокомпрессоры имеют более сложные наклонные характеристики. В турбомашинах зависимости P=f(Qвк; n) или к=f(Qвк; n) называют газодинамическими характеристиками ТК.
7.2.1. Теоретические характеристики
Из курса нагнетателей [2] известны теоретические характеристики идеального центробежного нагнетателя. При n=const это прямые линии, угол наклона которых к оси абсцисс зависит от угла наклона выходных концов рабочих лопаток (см. рис. 7.2).
В реальном ТК имеются бесчисленные газодинамические потери, которые изменяют характеристику идеального компрессора. Рассмотрим влияние наиболее крупных видов потерь давления на идеальную характеристику ТК. На рис. 7.2 показан пример построения расчетной характеристики реального центробежного компрессора с рабочими лопатками загнутыми назад (2л90).
Рассмотрим два вида потерь:
а) потери давления из-за трения и местных сопротивлений в воздушном тракте пропорциональны квадрату скорости потока (в соответствии с законом Дарси-Вейсбаха) и, следовательно, пропорциональны . Зависимость представляет собой параболу (кривая а на рис. 7.2).
б) аэродинамические потери, связанные с углами входа и выхода потока на рабочих лопатках. Они имеют минимум на расчетном режиме, т.е. при расчетной подаче Qр. Следовательно, зависимость этих потерь может быть представлена параболой: (кривая б на рис. 7.2).
Рис. 7.2. Построение теоретической характеристики реального центробежного турбо-компрессора
Проведем графическое вычитание этих потерь давления из характеристики идеального компрессора (пример для колеса с 2л90) и получим новую кривую – теоретическую характеристику реального турбокомпрессора для заданного значения n=const.
7.2.2. Действительные характеристики ТК и их свойства
Кроме перечисленных потерь в ТК есть еще потери от перетечек через зазоры, от шероховатости, неполноты профиля лопаток, парного вихря, отрывов потока, его турбулизации и т.п. Учесть все эти потери расчетным путем пока не удается. Поэтому действительные характеристики ТК отличаются от теоретических. Их получают опытным путем, испытывая натурные машины или их модели с соблюдением условий подобия. Но внешний вид теоретических характеристик практически не отличается от действительных. Пример таких характеристик приведен на рис. 7.3.
Кривые для всех чисел оборотов n имеет точку, в которой давление достигает максимума. С увеличением n максимум смещается вверх и вправо, образуя семейство характеристик для различных чисел оборотов (n1<n2<n3 и т.д.).
Рис. 7.3. Пример действительных характеристик турбокомпрессоров: а – для центробежного компрессора; б – для осевого компрессора
Если соединить максимумы Pнк линией, то она разделит характеристики на две части. Устойчивая работа возможна только в правой части характеристики благодаря саморегулированию. Поэтому эту линию называют границей устойчивости или линией помпажа. Левую часть характеристики обычно на графике не изображают.
На характеристики наносятся линии постоянных значений КПД и линии потребляемой мощности (обычно выше). В таком виде характеристики прикладываются к паспорту компрессора.
По характеристике легко определить расчетный режим работы ТК (расчетную точку). На эти параметры и спроектирована машина и в этом режиме работы она наиболее экономична, так как при этом .
Характеристики осевого компрессора отличаются от характеристик ЦБК большей крутизной. В ОК при больших значениях n характеристики почти вертикальны.
7.3. Определение рабочих параметров компрессорных машин по характеристикам
7.3.1. Характеристики сети
Компрессор работает на потребителя через сеть. Сетью называют совокупность устройств, предназначенных для транспортирования воздуха или газа.
Каждая сеть характеризуется определенной зависимостью между расходом Qс и давлением Pс, которое необходимо иметь в начале сети для реализации этого расхода. Зависимость называется характеристикой сети и может быть выражена уравнением:
, (7.1)
где Pк – необходимое давление в конце сети (у потребителя с постоянным противодавлением); s – сопротивление коммуникаций сжатого воздуха; Qс – объемный расход воздуха.
Зависимость (7.1) представляет собой уравнение параболы, графическое отображение которой представлено на рис. 7.4.
Рис. 7.4. Характеристика сети при различных значениях ее сопротивления: s0<s1<s2
Чтобы сеть пропустила расчетный расход Qс.р, в начале сети с сопротивлением s0 необходимо создать давление Pс.р. При этом у потребителя (т.е. в конце сети) будет поддерживаться постоянное давление Pк.
Изменение сопротивления сети (прикрытие задвижек на ней) вызывает изменение характеристики, т.е. изменяется ее крутизна (s0<s1<s2).
Рабочие параметры любой компрессорной машины определяются точкой пересечения характеристики компрессора с характеристикой сети.
7.3.2. Рабочие параметры объемных машин (на примере ПК)
Пример нахождения рабочих параметров поршневого компрессора, работающего на сеть, приведен на рис. 7.5.
Наложим на характеристику компрессора (при n2) характеристику сети c полностью открытой задвижкой и общим сопротивлением s1 (в одинаковом масштабе по осям диаграммы).
Рис. 7.5. Характеристики компрессора и сети, работающих совместно: а – диаграммы характеристик при различных значениях n и s; б – схема системы: 1– воздухозабор; 2 – компрессор; 3 – задвижка; 4 – магистраль; 5 – коллектор сжатого воздуха у потребителя
Точка пересечения а определяет рабочий режим системы (рабочая точка). Компрессор в этом режиме развивает давление Pа, а его производительность равна расходу воздуха через сеть Qа.
Прикроем задвижку 3. Сопротивление сети станет s2>s1. Точка пересечения б определяет новый режим. Давление нагнетания вырастет (Pб>Pа), а расход воздуха останется практически неизменным (QбQа). То же будет наблюдаться при дальнейшем прикрытии задвижки (см. точку в).
Таким образом, очевидно, что с помощью задвижки на линии нагнетания невозможно регулирование производительности поршневого компрессора. С ростом сопротивления сети увеличиваются степень повышения давления в компрессоре и потребляемая мощность, но вся дополнительно затрачиваемая мощность будет срабатываться на дросселе (задвижке).
7.3.3. Рабочие параметры турбокомпрессоров. Помпаж
Методика определения рабочих параметров ТК представлена на рис. 7.6.
Известны характеристика компрессора (при n=const) и характеристика сети с открытой задвижкой на нагнетании (с сопротивлением s1).
На характеристику ТК наложим характеристику сети. Точка пересечения характеристик (точка а) определяет рабочий режим системы. Координаты этой точки и есть рабочие параметры компрессора – Pа и Qа.
При правильном выборе компрессора под заданную сеть точка а должна совпадать или быть вблизи расчетной точки. В таком случае Qа=Qрас и .
Если начать прикрывать задвижку 5, то сопротивление сети начнет возрастать (s1<s2<s3) и рабочая точка начнет перемещаться по характеристике ТК влево. При этом производительность компрессора будет снижаться (Qа>Qб>Qв и т.д.), а развиваемое давление будет расти (Pа<Pб<Pв и т.д.).
Рис. 7.6. Характеристики турбокомпрессора и сети работающих совместно: а – диаграммы характеристик ТК и сети; б – схема системы воздухоснабжения: 1 – воздухозабор; 2 – дроссельная заслонка на всасывании; 3 – турбокомпрессор; 4 – автоматический противопомпажный клапан; 5 – задвижка на нагнетании; 6 – коллектор сжатого воздуха у потребителя
В какой-то момент рабочая точка достигнет критической (точка к), в которой давление достигает максимума Pмакс, а производительность минимума Qмин. При дальнейшем увеличении s наступает помпажный режим. Он заключается в следующем.
Если еще увеличить сопротивление сети (например, s4), характеристика сети пройдет левее критической точки к (рабочая точка г). Компрессор начнет развивать давление меньше, чем установилось ранее в сети, т.е. Pг<Pк. Воздух перестанет поступать из компрессора в сеть, так как не сможет преодолеть противодавления. В результате расход упадет до нуля, т.е. рабочая точка переместится в положение д. Это так называемый холостой ход, Pд – давление холостого хода.
Через некоторое время давление в сети упадет из-за потребления воздуха и оно станет меньше, чем Pд. Компрессор возобновит подачу с этим давлением. Рабочая точка переместится в положение е на характеристике ТК. Поскольку сеть не способна пропустить расход Qе при давлении Pе на входе, то рабочая точка начнет быстро перемещаться влево, достигнет положения г и все повторяется.
Появляется пульсационный режим подачи. Амплитуда и частота пульсаций будет зависеть от величины развиваемого давления и аккумулирующей способности сети.
Это явление называется помпажом. Такой режим работы может за несколько секунд разрушить компрессор и поэтому недопустим. Для его предотвращения устанавливают специальный автоматический противопомпажный клапан, который в нужный момент открывается и выпускает излишки воздуха из сети.
7.4. Пересчет характеристик турбокомпрессора на другие условия работы
7.4.1. Задачи пересчета характеристик
Характеристики являются основным техническим документом, по которому только и можно правильно выбрать ТК для требуемых режимов работы. Поэтому они имеют большое практическое значение.
Для анализа работы ТК удобней иметь характеристику в осях Но потребителя, как правило, больше интересует массовая подача. Поэтому заводы-изготовители часто строят паспортные характеристики в осях .
Но всегда нужно помнить, что это размерные характеристики. Они справедливы только для определенных условий всасывания () и для данного газа (R, k). Это затрудняет их использование, так как компрессоры могут быть использованы в различных климатических условиях, т.е. с разными условиями на входе, для различных газов, с другой частотой вращения. В таких случаях необходимо проводить пересчет характеристик ТК.
Чтобы исключить влияние начальных параметров, пользуются так называемыми приведенными и безразмерными характеристиками, построенными на основе теории подобия. Они удобны для сравнительного анализа работы ступени и компрессора в целом, но неудобны для использования при эксплуатации. Особенно при определении условий совместной работы ТК с другими элементами системы воздухоснабжения. Поэтому на этих характеристиках останавливаться не будем.
Применяют иногда размерные характеристики с номографическими шкалами на координатных осях. Они позволяют с достаточной точностью учитывать отклонения режимов на всасывании.
7.4.2. Пересчет характеристик ТК при изменении начальной температуры
Рассмотрим пересчет нормальной (размерной) характеристики, построенной в осях к-Qвк для случая, когда частота вращения ротора неизменна (n=const), а изменяется только температура на входе (Tвк=var).
Задача пересчета состоит в том, чтобы для каждой точки исходной характеристики с координатами и найти соответствующие точки новой характеристики с координатами и , где режимы подобны.
Здесь индекс «» соответствует исходному режиму, индекс «» – измененному режиму.
Из свойств ТК известно, что в случае изменения только температуры (Tвк=var) удельная работа сжатия (напор) неизменна, т.е. , но изменяется степень повышения давления, т.е. .
При работе на сжимаемых средах, в таком случае, невозможно соблюдение полного подобия режимов во всех сечениях проточной части компрессора. Не соблюдается полное кинематическое подобие режимов, так как невозможно одновременно сохранить подобными треугольники скоростей на входе и выходе ступени при изменении к. (т.е. невозможно сохранение одновременно равенств объемных расходов на всасывании и нагнетании: . Подобие можно сохранить только в одном каком-либо сечении проточной части.
Это обстоятельство и является основной причиной неточности всех существующих методов пересчета характеристик.
Новая степень повышения давления при изменении температуры легко вычисляется из равенства удельных работ:
, (7.2)
где .
При приближенном подобии можно считать . Тогда:
, (7.3)
откуда
. (7.4)
При определении новых значений для уменьшения ошибки принимаем, что треугольники скоростей должны быть подобны в каком-то среднем сечении проточной части ТК, где будут равными объемные средние расходы .
Определяем средний расход как среднее геометрическое значение:
, (7.5)
где Qвк – объемный расход воздуха на входе в ступень ТК, Qнк – то же, на выходе из ступени.
Тогда справедливо равенство:
, (7.6)
откуда
. (7.7)
Преобразуем подкоренные выражения с использованием уравнения состояния газа:
и ,
откуда (для любых индексов)
. (7.8)
Подставляем полученные выражения в соотношение (7.7):
,
и, выразив значение через , получим окончательно формулу для расчета новых значений объемного расхода в пересчитываемых точках характеристики:
. (7.9)
В этой формуле значения температур воздуха за ТК и вычисляются с помощью уравнения энергии:
; (7.10)
. (7.11)
Таким образом, если имеем характеристику ТК , полученную опытом при и nк =const, и ее надо пересчитать на другую начальную температуру (nк=idem), то действуют в следующей последовательности (см. рис. 7.7).
Рис. 7.7. Схема пересчета характеристик ТК при изменении начальной температуры воздуха : исходная характеристика (при ); искомая харак-теристика (при )
1. Задаются несколькими значениями расходов (i=5-6 значений) в рабочей области характеристики.
2. Для каждого значения находят по исходной характеристике соответствующие значения .
3. По формуле (7.4) для каждой точки высчитываются новые значения степеней повышения давления .
4. По формуле (7.11) вычисляются новые значения расходов .
5. Строится новая характеристика .
Результаты пересчета целесообразно оформлять в виде таблицы.
7.4.3. Пересчет характеристик ТК при изменении частоты вращения ротора
Из первого свойства турбокомпрессоров известно, что удельная работа сжатия (напор) прямо пропорциональна квадрату числа оборотов ротора, т.е. , так как . Кроме того, поскольку геометрия колеса неизменна, то =idem.
На этом основании для подобных режимов можно записать в общем виде:
. (7.12)
Если меняется только частота вращения ротора, то: и (подобие приближенное). Тогда
, откуда .
Окончательно формула для расчета измененной степени повышения давления при новой частоте вращения :
. (7.13)
Эта степень повышения давления будет иметь место уже при новой производительности компрессора, т.е. при таком значении , когда сохраняется подобие режимов.
Для соблюдения кинематического подобия (подобия треугольников скоростей) должно соблюдаться условие (из теории подобия):
или .
В таком случае воспользуемся при получении выражения для уже полученной ранее формулой (7.9). В ней учтем, что в нашем случае . Тогда
. (7.14)
Пересчет всей характеристики осуществляется аналогично предыдущему в следующей последовательности.
1. Задаются несколькими значениями объемной производительности .
2. Для каждого значения по исходной характеристике находят соответствующие значения ;
3. По формуле (7.13) вычисляют соответствующие этим точкам значения .
4. По формуле (7.14) вычисляют значения . Результаты расчетов записываются в таблицу.
Строится новая характеристика .
Входящие в формулу (7.14) значения температур вычисляются по известному соотношению:
. (7.15)
По аналогичному принципу можно осуществить пересчет характеристик с одного газа на другие.
Если нужно изменить одновременно несколько факторов, то пересчет характеристики проводится в следующей последовательности: сначала пересчитывают характеристику на новую температуру, затем на новую частоту вращения и только затем уже на новый газ.
Контрольные вопросы
1. Что называют основными характеристиками компрессора?
2. Какой вид имеют характеристики нагнетателей объемного типа?
3. Какой вид имеют теоретические характеристики идеального центробежного компрессора?
4. Какой вид имеют теоретические характеристики реального турбокомпрессора?
5. Как выглядят действительные характеристики реальных турбокомпрессоров?
6. Что называют расчетным режимом работы компрессора?
7. Как по характеристикам турбокомпрессора определить расчетный режим его работы?
8. Что является границей устойчивой работы турбокомпрессора?
9. Что представляет собой характеристика воздушной сети? Приведите ее аналитическое выражение и графическое отображение.
10. Как определить рабочий режим (рабочую точку) компрессора с помощью характеристик?
11. Можно ли с помощью задвижки на линии нагнетания изменить производительность поршневого компрессора?
12. Как с помощью характеристик сети и нагнетателя оценить правильность выбора турбокомпрессора для работы в реальных условиях?
13. Что представляет собой помпажный режим работы турбокомпрессора и что предусматривается для его предотвращения?
8. Регулирование работы компрессорных установок
8.1. Общие сведения
Расход сжатого воздуха определяется работой потребителей и не зависит от производительности компрессоров.
Анализ суточных графиков воздухопотребления на предприятиях показывает, что расход воздуха колеблется в значительных пределах в зависимости от производственных условий. В этих условиях часто возникает несоответствие между производительностью компрессоров и потреблением сжатого воздуха.
В случае отсутствия регулирующих устройств это несоответствие приводит к резкому колебанию давления в воздушной магистрали.
Основной задачей регулирования является обеспечение требуемого потребителем режима, как по количеству подаваемого воздуха, так и по давлению.
В зависимости от требований потребителей возможны разные законы регулирования:
а) G=const и P=var (доменные печи);
б) P=const и G=var (заводские сети);
в) P=var и G=var (специфические условия).
В любом случае регулирование желательно осуществлять наиболее экономичным способом.
Регулирование на постоянное давление при переменном расходе возможно осуществлять двояко:
а) отключением отдельных компрессоров на станции;
б) регулированием производительности отдельных компрессоров станции в соответствии с изменением расхода.
Часто сочетают оба способа. Далее будем рассматривать способы регулирования производительности отдельных компрессоров.
Все существующие способы регулирования можно поделить на способы, вызывающие изменение характеристик нагнетателя, и способы, вызывающие изменение характеристики сети.
8.2. Регулирование поршневых компрессоров
Ввиду вертикальности характеристик компрессоров объемного типа регулирование производительности изменением характеристик сети не имеет смысла. Поэтому такие способы регулирования для поршневых компрессоров не используются на практике. Примером такого регулирования является выпуск излишков воздуха через предохранительный клапан.
Это наиболее простой способ регулирования, но ввиду явной экономической нецелесообразности он совершенно неприемлем. Допускается лишь как способ защиты от повышения давления сверх допустимого.
8.2.1. Регулирование изменением частоты вращения коленчатого вала компрессора
Такое регулирование изменяет характеристику компрессора. Это наиболее экономичный способ регулирования.
Для поршневого компрессора производительность Qвк, м3/с, прямо пропорциональна частоте вращения коленчатого вала:
, (8.1)
где – коэффициент подачи; Vр – рабочий объем цилиндра, м3; n – число рабочих ходов поршня, 1/с.
При этом развиваемое давление будет точно соответствовать сопротивлению сети, и потребляемая электрическая мощность будет минимальной.
Однако такой способ регулирования требует привода с плавным изменением числа оборотов. Такими приводами могут быть двигатели внутреннего сгорания (ДВС), паровая машина, турбины (паровые или газовые), электродвигатели постоянного тока. В настоящее время для привода стационарных ПК эти двигатели не применяются по экономическим и другим соображениям.
В последнее время все шире начинает внедряться тиристорное управление синхронными и асинхронными электродвигателями переменного тока. При соответствующем экономическом обосновании такой способ регулирования может быть использован в перспективе и для привода стационарных ПК.
При приводе ПК синхронными и асинхронными электродвигателями (n=const) применяют следующие методы регулирования.
8.2.2. Полный или частичный отжим всасывающих клапанов
При превышении заданного давления автоматически отжимаются всасывающие клапаны. В результате сжатие и подача всасываемого воздуха становятся невозможными. Компрессор переключается на холостой ход.
Устройство отжима используется для разгрузки компрессора при пуске и останове. Довольно широко этот метод регулирования используется в компрессорах холодильных машин.
Этот метод регулирования, как и метод отключения машин, тоже ступенчатый. Число ступеней регулирования будет зависеть от числа цилиндров первой ступени сжатия в компрессоре.
8.2.3. Регулирование присоединением к цилиндру дополнительного объема
С помощью специального клапана к цилиндру присоединяется дополнительный объем. Вследствие этого увеличивается вредное пространство, что уменьшает объемный коэффициент компрессора (см. формулу (8.1)) и, как следствие, его производительность.
8.2.4. Регулирование дросселированием на всасывании
Дросселирование на всасывании приводит к изменению индикаторной диаграммы и уменьшению массовой подачи компрессора. В воздушных ПК этот метод не применяется из-за неэкономичности. Применяют в холодильных машинах.
Таким образом, на станциях с поршневыми компрессорами регулирование обычно ступенчатое, с тем или иным числом ступеней регулирования.
8.3. Регулирование турбокомпрессоров
В отличие от поршневых компрессоров, параметры воздуха за ТК зависят от работы сети. Это объясняется наклонным характером характеристик турбокомпрессоров.
Положение рабочей точки будет зависеть от пропускной способности сети. Поэтому в ТК регулирование можно осуществить как изменением характеристик сети, так и характеристик нагнетателя.
8.3.1. Регулирование изменением частоты вращения ротора
Для ТК изменение числа оборотов ротора обуславливает появление новых характеристических кривых в осях Pнк-Qвк.
Как уже указывалось lк~n2, а Qвк~n.
В поле устойчивой работы ТК изменением n можно получить любое значение производительности (см. рис. 8.1).
При удачном сочетании характеристик сети и компрессора изменение числа оборотов ротора ТКУ перемещает рабочую точку практически по полю максимальных значений КПД турбокомпрессора. В этом случае развиваемое давление, а также затрачиваемая мощность будут точно соответствовать необходимому уровню (то есть ровно столько, сколько необходимо для преодоления сопротивления сети).
Поэтому этот способ регулирования ТК является самым экономичным. Он находит широкое применение в тех случаях, когда вопросы экономичности имеют первостепенное значение. Но нужен привод с экономичным регулированием частоты вращения.
Хорошо соответствуют этому требованию паро- и газотурбинный привод и электродвигатели постоянного тока.
Рис. 8.1. Семейство характеристик ТК при изменении числа оборотов ротора n1<n2<n3<n4<n5<n6
В случае использования электродвигателей переменного тока (синхронные и асинхронные) применяют следующие способы регулирования.
8.3.2. Регулирование ТК дросселированием на всасывании
Схема регулирования выглядит следующим образом (см. рис. 8.2).
На входе в ТК устанавливается поворотная дроссельная заслонка.
Рис. 8.2. Конструктивная схема центробежного компрессора:
1 – всасывающий трубопровод; 2 – дроссельная заслонка на всасывании; 3 – рабочее колесо ЦБК; 4 – диффузор; 5 – поворотный направляющий канал.
При повороте дроссельной заслонки на угол от ее начального (открытого) положения 0 происходит дросселирование потока на входе в рабочее колесо. При этом снижается давление (PвкPа), а температура практически не изменяется (Tвк=Tа).
Таким образом, при неизменной объемной производительности Qвк и n=const в соответствии со свойствами ТК при дросселировании на входе остаются неизменными напор lк и степень повышения давления к.
Поскольку , а , то при изменении положения заслонки на всасывании меняется соответственно и давление .
Этот способ регулирования приводит к изменению характеристики компрессора и является довольно экономичным. Расход электроэнергии при регулировании дросселированием на всасывании всего на 10-15 % выше, чем при регулировании частотой вращения ротора.
Порядок построения характеристик ТК при дросселировании потока на всасывании и при неизменной частоте вращения (n=const).
Пусть нам дана характеристика ЦБК в осях , полученная при полностью открытой заслонке на всасывании (см. рис. 8.3), т.е. при =0.
Для практического использования удобнее всего строить характеристику ТК по степени открытия дроссельной заслонки (т.е. для различных значений угла ). Для этого необходимо иметь газодинамическую характеристику дросселя в виде зависимости для каждого положения заслонки: 0, 1, 2 и т.д. (значения углов: 012 и т.д.).
Рис. 8.3. Построение характеристики ТК при изменении положения дроссельной заслонки на всасывании.
Эта характеристика определяется экспериментально и записывается в виде
, (8.2)
где А – опытный коэффициент. Он зависит от конструктивных особенностей заслонки и от ее положения .
Основная задача пересчета: каждой точке исходной характеристики (при =0) найти соответствующую точку новой характеристики (при =1), где режимы подобны.
Пересчет точный, так как режимы будут подобны абсолютно.
Возьмем на исходной характеристике произвольную точку М. На этом режиме работу компрессора будут характеризовать следующие параметры: , и будут справедливы следующие соотношения:
, . (8.3)
Задросселируем вход, т.е. повернем заслонку в положение 1. В этом случае , а .
Кроме того, изменится массовый расход газа через ТК: , так как .
Уравнение состояния газа для новых параметров:
. (8.4)
Найдем теперь такое новое значение (точка ) при котором сохраняется объемная производительность а, следовательно, подобны треугольники скоростей, неизменны значения КПД и показатели политропы.
Согласно свойствам ТК в этом случае соблюдаются условия: и или же
, (8.5)
а так как , то, разделив почленно уравнение (8.4) на уравнение (8.3), получим:
, откуда . (8.6)
Это необходимые и достаточные условия подобия режимов.
Найдем такую точку , где эти условия соблюдаются. Для этого соединим точки в и М с началом координат.
На пересечении линии ов с характеристикой дросселя 1 получим точку в1. Проведем через эту точку вертикаль. На ее пересечении с прямой ОМ получаем точку , а на оси абсцисс – значение .
Докажем, что точка и есть искомая точка.
Из подобия полученных треугольников можно записать:
и , (8.7)
т.е. необходимые условия соблюдаются и режимы в точках М и подобны.
Таким образом, точки подобных режимов для любых положений дросселя находятся на прямой ОМ ( и т.д.). Задаваясь рядом точек на начальной характеристике, можно построить кривые новых характеристик.
Соединив максимумы построенных характеристик ТК (Рmax) получим новую границу устойчивой работы ТК при дросселировании на всасывании.
Видно, что этот способ регулирования дает более широкую зону устойчивой работы нагнетателя, чем при регулировании частотой вращения. Это особенно важно для получения малых расходов. Удачным бывает сочетание этих способов регулирования.
8.3.3. Регулирование дросселированием на нагнетании
При этом способе регулирования изменяется характеристика сети, а характеристика нагнетателя остается неизменной.
Это наиболее простой, но очень неэкономичный способ регулирования. По сравнению с регулированием частотой вращения расход электрической энергии увеличивается на 30 %. Тем не менее, он довольно широко используется на практике для регулирования ЦБК и ОК.
На практике это осуществляется так. За турбокомпрессором устанавливается дроссель (задвижка или заслонка с электроприводом). Процесс регулирования проиллюстрирован на рис. 8.4.
Рис. 8.4. Регулирование ТК дросселированием на нагнетании: а – диаграмма характеристик ТК и сети; б – схема размещения дросселя
Пусть нам дана характеристика ТК в виде Pнк=f(Qвк) при n=const. На характеристику ТК накладывается характеристика сети с полностью открытым дросселем (сопротивление сети s=s0).
Точка пересечения (рабочая точка) а определяет рабочие параметры нагнетателя: Pа и Qа. Потребляемая мощность при этом Nк=Nа.
Прикрываем дроссель. Сопротивление сети возрастает (10) и рабочая точка перемещается в положение б. Подача компрессора уменьшается (QбQа), а развиваемое давление возрастает от Pа до Pб.
Но из всего развиваемого давления на преодоление сопротивления собственно сети расходуется только давление Pв, а Pб-Pв =Pдр – потеря давления на дросселе. Это неэффективно затраченная энергия.
Мощность привода:
. (8.8)
Так как , то, полагая ,,
можно записать или , т.е. потребляемая мощность возрастает пропорционально увеличению отношения .
Этот метод регулирования не позволяет получить расход меньше Qmin, иначе наступит помпажный режим.
8.3.4. Регулирование поворотом входных направляющих лопаток
Этот способ регулирования изменяет характеристику турбокомпрессора.
Удельная работа сжатия lт, Дж/кг, согласно уравнению Эйлера может определяться выражением (6.19):
.
При отсутствии направляющих лопаток на входе в рабочее колесо ТК воздушный поток в силу малой вязкости газа будет практически без закрутки, то есть .
Если установить входной регулирующий (направляющий) аппарат (ВРА или ВНА), то воздушный поток можно будет поворачивать, как в сторону вращения рабочего колеса, так и навстречу ему. Тогда уже , а
. (8.9)
Так как развиваемое давление пропорционально напору, т.е. , то поворотом лопаток ВРА можно регулировать работу ТКУ. Схема такого регулирования приведена на рис. 8.5.
В положении лопаток строго вдоль оси вращения считаем, что угол их поворота =0. Знак «плюс» соответствует повороту потока в направлении вращения колеса, знак «минус» – навстречу вращению.
Рис. 8.5. Регулирование ТК поворотом направляющих лопаток:
а – конструктивная схема входного регулирующего устройства; б – характер изменения характеристик ТК при регулировании; 1 – поворотные лопатки ВРА; 2 – рабочее колесо ТК
Способ регулирования достаточно экономичный. Он на 15-20 % экономичней регулирования дросселированием на нагнетании и позволяет изменять производительность компрессора до 40-45 % от Qном.
Он широко используется в крупных вентиляторах и осевых компрессорах, реже в воздушных центробежных компрессорах из-за конструктивной сложности.
Такое регулирование применяется практически во всех ЦБК турбокомпрессорных холодильных машин.
8.3.5. Регулирование поворотом лопаток диффузора
Используется в крупных центробежных компрессорах в сочетании с регулированием изменением частотой вращения (n=var).
Поворот лопаток обеспечивает безударный вход потока в диффузор при любых треугольниках скоростей. Это позволяет сохранять высокий КПД и осуществлять дросселирование потока на нагнетании одновременно. При этом увеличивается область устойчивой работы компрессора.
Этот способ регулирования позволяет снижать производительность ТК от Qном до 5-10 % Qном. В компрессорах, работающих с n=const, практически не применяют.
Контрольные вопросы
1. Какой закон регулирования применяется в заводских системах воздухоснабжения?
2. На какие два способа регулирования можно поделить все известные методы регулирования отдельных компрессоров?
3. Какой способ регулирования поршневых компрессоров является самым экономичным и что препятствует его широкому внедрению?
4. Какие методы регулирования поршневых нагнетателей используются на практике?
5. Какой способ регулирования турбокомпрессоров является самым экономичным?
6. Какой способ регулирования применяется в турбокомпрессорных установках (ТКУ) при использовании привода с синхронными и асинхронными электродвигателями?
7. Какие недостатки имеет регулирование ТКУ методом дросселирования воздуха на нагнетании?
8. Для чего используется входной направляющий аппарат в турбокомпрессорах?
9. Приводы компрессоров
Привод это комплекс двигателя с передачей.
Компрессоры могут приводиться в действие различными двигателями и с помощью различных передач. Это может быть муфта, редуктор, ременная передача, вариатор, гидромуфта и т.п.
Правильный выбор привода может быть осуществлен только на основании технико-экономического сравнения вариантов с учетом преимуществ и недостатков.
9.1. Привод поршневых компрессоров
Для привода ПК могут применяться электродвигатели, двигатели внутреннего сгорания (ДВС) и паровые машины.
Двигатели внутреннего сгорания в стационарных компрессорных установках применяют редко. Их используют только там, где имеется достаточно большой избыток топлива (газ, жидкое топливо). Они удобны в работе, регулировании, но требуют дорогого топлива, для которого нужны хранилища, дополнительное вспомогательное оборудование и т.д. Таким образом, эксплуатация получается дорогая. В настоящее время ДВС применяют для передвижных компрессорных установок.
На газовых и нефтяных месторождениях широко применяются компрессоры со свободно движущимися поршнями. В них энергия сжатия получается за счет сжигания топлива (жидкого, газового) в цилиндрах. Передача этой энергии поршням компрессора происходит непосредственно. Рабочий процесс такого привода осуществляется по циклу Дизеля, но нужен синхронизирующий механизм для совместной работы поршней. Принципиальная схема такого компрессора приведена на рис. 9.1.
Рис. 9.1. Схема компрессора со свободно движущимися поршнями:
1 цилиндры компрессора; 2 ступенчатые поршни; 3 цилиндр двухтактного двигателя с продувочными окнами и форсункой
Применение паровых машин возможно в ближайшем будущем. Паровые машины нового поколения достаточно экономичны, удобны в регулировании. В настоящее время пока не нашли распространения.
Электродвигатели переменного тока – это наиболее распространенный привод ПК. Это синхронные и асинхронные электродвигатели 3-фазного переменного тока на напряжение 380 и 6000 В. Выбор напряжения определяет мощность двигателя. Обычно электродвигатели на 6000 В применяют при их мощности более 200 кВт.
Если позволяет быстроходность компрессора, то двигатель присоединяют к нему непосредственно через муфту. В более редких случаях – через редуктор или ременную передачу.
Необходимо учитывать, что асинхронный электродвигатель имеет большой пусковой момент, а у синхронного он составляет менее 50 % от рабочего. В таком случае компрессор нуждается в разгрузке при пуске.
Синхронный электродвигатель имеет больший КПД, улучшает cos системы электроснабжения предприятия. Он менее подвержен короткому замыканию благодаря большему зазору между статором и ротором и поэтому находит широкое применение.
Недостатком электропривода является сложность и неэкономичность регулирования производительности компрессора.
9.2. Привод турбокомпрессоров
Для привода ТК можно применять электродвигатели, паровые и газовые турбины.
Турбокомпрессоры небольшой производительности (1000 м3/мин и ниже) обычно проектируют на повышенную частоту вращения (4000 – 8000 об/мин и более). Это улучшает габаритно-массовые показатели и повышает КПД компрессора. При турбинном приводе увеличение числа оборотов не вызывает затруднений, но при электроприводе (при n 3000 об/мин) необходим редуктор. Такие редукторы с мощностью до 12 МВт и с КПД, равном 0,98 – 0,99, серийно выпускаются отечественной промышленностью и, как правило, поставляются в составе компрессорной установки.
Неоспоримое преимущество в настоящее время электропривод имеет при мощности ТК до 6000 кВт благодаря дешевому обслуживанию. Но такой привод из-за невозможности экономичного регулирования частоты вращения вызывает перерасход электроэнергии на 10 – 20 % и более, по сравнению с приводом n=var.
Поэтому при выборе привода ТК с мощностью от 6000 до 12000 кВт необходимо проводить технико-экономическое сравнение вариантов с учетом всех местных факторов и конкретных условий.
Для ТК с мощностью больше 12000 кВт, как правило, устанавливают паро- или газотурбинный привод.
Желательно, чтобы турбинный привод позволял менять частоту вращения на 15 % выше и на 30 % ниже номинального значения без существенного снижения КПД и потери устойчивости.
Поэтому для привода ТК нельзя применять обычные генераторные паротурбинные установки (ПТУ), так как они рассчитаны на работу при постоянных числах оборотов (1500, 3000 об/мин). Применяют специальные приводные ПТУ, рассчитанные на переменный режим работы и обладающие пологой зависимостью КПД от частоты вращения.
Мощность электродвигателя Nдв, кВт, для привода оценивается следующим образом:
, (9.1)
где или – внутренняя удельная работа компрессора, Дж/кг.
Можно принимать ориентировочно:
=0,75 - 0,85 – изотермический КПД поршневого компрессора;
=0,5 - 0,7 – изотермический КПД турбокомпрессора;
==0,79 - 0,88 – общий КПД поршневой компрессорной машины;
=0,7 - 0,75 – общий КПД, учитывает гидравлические и механические потери в турбокомпрессоре;
k=1,15 - 1,2 – коэффициент запаса, учитывающий случайные перегрузки.
В настоящее время все шире внедряется частотное регулирование синхронных и асинхронных электродвигателей.
Контрольные вопросы
1. Что называют приводом компрессора?
2. Какие двигатели используются для привода поршневых компрессоров?
3. Какие приводы используются в турбокомпрессорных установках?
4. Какими недостатками и достоинствами обладает электропривод компрессоров?
5. В каких случаях для привода компрессоров используются двигатели внутреннего сгорания?
6. В каких компрессорных установках широко используются редукторы в приводе?
10. Вспомогательное оборудование компрессорных станций
Дополнительное оборудование предназначено для обеспечения подачи потребителям сжатого воздуха заданных параметров, экономичной, надежной и длительной работы КС.
В состав вспомогательного оборудования входят:
1. Устройства для очистки всасываемого воздуха от пыли и капельной влаги. Это воздухозаборники, влаго- и пылеулавливающие камеры, камеры фильтров (фильтр-камеры), фильтры.
2. Устройства для очистки и осушки нагнетаемого воздуха. Это влаго- и влагомаслоотделители, системы осушки.
3. Устройства для охлаждения сжатого воздуха. Это межступенчатые и концевые холодильники.
4. Сосуды для выравнивания пульсаций давления в сети и аккумулирования воздуха – воздухосборники (ресиверы).
5. Системы автоматического регулирования и управления работой КУ (системы КИП и А).
10.1. Загрязнения атмосферного воздуха
Опыт показывает, что повышение надежности и долговечности работы оборудования систем воздухоснабжения невозможно без качественной очистки воздуха от загрязнений. Значительный технико-экономический эффект достигается за счет сокращения аварий и простоев и более надежной и долговременной работы пневматического оборудования.
Загрязнения воздуха можно разделить на три группы:
1. Загрязнения в виде влаги (вода, масло, кислоты, щелочи).
2. Твердые загрязнения.
3. Газообразные загрязнения.
Масло попадает в воздух при сжатии его в поршневых и винтовых компрессорах.
Кислоты и щелочи образуются в воздухе при контакте засасываемых газообразных окислов серы, хлора и т.п. с парами воды. Это главным образом двуокиси серы SO2 и углерода CO2.
Влага попадает в компрессор с всасываемым воздухом. Содержание паров воды в воздухе зависит от его температуры, давления и относительной влажности.
Твердые загрязнения воздуха можно разделить на 3 группы:
1. Загрязнения металлического происхождения – стружка, окалина, ржавчина.
2. Неорганические примеси – песок, абразивы, производственная пыль, притирочные составы и т.п.
3. Примеси органического происхождения – органическая пыль, частицы резины, волокнистые материалы, краски, лаки, смолы, нагар, сажа и др.
Типичный гранулометрический состав загрязнений атмосферного воздуха приведен в табл. 10.1.
Таблица 10.1.
|
Виды атмосферных загрязнений |
Диаметр частиц, мкм |
|
Дым |
0,001-0,2 |
|
Пар |
0,1-0,8 |
|
Пыль |
0,8-80 |
|
Туман |
4-80 |
|
Промышленная пыль |
80-4000 |
|
Дождь |
400-4000 |
Наиболее устойчивые концентрации пыли создают частицы размером 0,5-2,0 мкм. Частицы крупнее 10,0 мкм оседают быстро и являются временными загрязнениями (выбросы котельных, ТЭЦ, продукты ветровой эрозии).
Содержание пыли в атмосферном воздухе бывает от 1 до 500 мг/м3. Условно пылесодержание s , мг/м3, классифицируют так:
s50 – малое пылесодержание;
s500 – среднее;
s500 – большое пылесодержание.
10.2. Способы очистки воздуха и классификация воздухоочистительных устройств
В настоящее время существует 16 классов, регламентирующих требования к чистоте сжатого воздуха на предприятиях [1]. Для упрощения можно условно определить три вида очистки воздуха от твердых звгрязнений:
1) грубая очистка – улавливается крупная пыль с размерами (диаметром) свыше 100 мкм;
2) средняя очистка – улавливается пыль с размерами свыше 10 мкм;
3) тонкая очистка – до полной очистки воздуха от пыли.
Для очистки от твердых загрязнений и капельной влаги применяются два способа:
- использование силовых полей (гравитационное, инерционное и электростатическое);
- пропуск воздуха через пористую перегородку (фильтрация).
Обычно используется комбинация этих способов очистки в специальных устройствах.
Очистка воздуха в таких устройствах осуществляется двухступенчато. В первой ступени, как правило, крупные частицы отделяются силами инерции и гравитации, во второй – осуществляется фильтрация мелких частиц.
Способ очистки воздуха от механических примесей в пылеулавливающих камерах и фильтрах без применения специальных увлажняющих рабочую поверхность фильтра веществ (обычно масел) относят к сухому способу очистки.
Для повышения эффективности улавливания механических частиц часто поверхность фильтрующих элементов смачивается малоиспаряющимися вязкими жидкостями – такой способ фильтрации называют мокрым.
Для уменьшения загрязнения воздуха и снижения потерь в процессе сжатия при заборе его из атмосферы необходимо выполнять определенные условия:
1. Забор осуществлять вне помещений из затененных, наиболее чистых мест, на высоте не менее 4 м от поверхности земли или крыши. Место забора защищается козырьком (навесом), сетками от попадания осадков и посторонних предметов.
В виде исключения для компрессоров с Q 3 м3/мин и с разрешения пожарной инспекции возможен забор воздуха из помещения.
2. Стараться, чтобы заборное устройство находилось не далее 10-12 м от всасывающего патрубка компрессора.
3. Воздух должен проходить через устройство для очистки от пыли и влаги.
Устройства грубой очистки воздуха обычно компонуются вместе с фильтрами в единую фильтр-камеру. Фильтр-камера представляет собой железобетонное помещение, включающее в себя воздухоприемник в виде раструба или окна с жалюзи, пылевой или пылеосадочной камеры и фильтра. Фильтр-камера может размещаться в здании компрессорной станции или в отдельном сооружении, пристроенном к нему. Делают их на несколько компрессоров сразу, но бывают и индивидуальные.
Камеры просты по устройству. Они характеризуются малым сопротивлением (5 мм вод. ст.). Улавливают грубую пыль (свыше 10 мкм) и этим разгружают фильтры.
Циклонные и инерционные жалюзийные пылеотделители компактны по размерам, дают сравнительно хорошую очистку (до 60-70 %), но создают значительное сопротивление (до 40 мм вод. ст.). Из-за этого применяются лишь в особых случаях.
Фильтры подразделяются на смоченные пористые, сухие пористые и электрические.
По типу материала, используемому в качестве фильтрующего элемента, фильтры подразделяются на волокнистые, сетчатые, металлические, губчатые.
По исполнению фильтры подразделяются на рулонные, ячейковые, самоочищающиеся. Более подробное описание конструкций фильтров и их характеристик приведено в [1].
Очистка воздуха от газообразных загрязнений (СО, СО2 и др.) предусматривается при подаче воздуха на воздухоразделительные установки. Применяют физические методы очистки (вымораживание и адсорбция в регенераторах и теплообменниках) и химические (в скрубберах и декарбонизаторах).
10.3. Основные показатели воздушных фильтров
Важнейшими показателями воздушных фильтров являются их эффективность, пылеемкость и сопротивление.
Пылеемкость – это количество пыли, которое фильтр может поглотить в течение непрерывной работы при увеличении гидравлического сопротивления на заданную величину. Обычно – при увеличении сопротивления примерно в три раза (против первоначального значения).
Под эффективностью фильтра подразумевается его способность улавливать частицы механических примесей. Эффективность фильтра оценивается коэффициентом очистки (КПД фильтра):
, (10.1)
где 1 и 2 – количество пыли в воздухе до и после фильтра.
Эффективность фильтров зависит как от конструкции, так и от условий, в которых они эксплуатируются. Большое влияние на эффективность фильтра оказывает дисперсность улавливаемой пыли.
По величине эффективности фильтры подразделяются на три класса (см. табл. 10.2).
Таблица 10.2. Характеристики воздушных фильтров
|
Класс фильтра |
Размеры эффективно улавливаемых частиц, мкм |
Минимальная эффективность при очистке атмосферного воздуха, % |
Типы фильтров |
|
1 |
2 |
3 |
4 |
Продолжение табл. 10.2
|
1 |
2 |
3 |
4 |
|
I |
Любые |
99 |
Сухие волокнистые типа фетры |
|
II |
Свыше 1 мкм |
85 |
Электрические, волокнистые сухие |
|
III |
10-50 |
60 |
Пористые смоченные - ячейковые, рулонные, самоочищающиеся |
Гидравлическое сопротивление фильтра растет в течение всего времени фильтрации по мере накопления пыли в фильтрующем слое. Это сопротивление оказывает значительное влияние на экономичность работы компрессора. Каждые дополнительные 10 мм вод. ст. потерь давления в фильтре снижают производительность компрессора на 0,1 %.
В качестве аэродинамической характеристики фильтра используется коэффициент сопротивления , , который представляет собой отношение сопротивления чистого фильтра h, Н/м2 (Па), к удельной нагрузке q=V/F, м3/(м2с):
. (10.2)
Здесь F – площадь рабочей поверхности фильтра, м2; V – объемный расход воздуха через фильтр, м3/с.
10.4. Влаго- и маслоотделители
Сжатый воздух, выходящий из цилиндров поршневых, винтовых и пластинчатых компрессоров, содержит масло и пары воды. Масло содержится в виде капель и пара, так как при высоких температурах оно частично испаряется. В трубопроводах пары воды начинают конденсироваться, что вызывает коррозию, замерзание зимой, нарушение технологии и т.п. Капли масла скапливаясь в застойных зонах и, смешиваясь с пылью, могут создать пожаро- и взрывоопасную ситуацию.
Для очистки газа от масла и частично от влаги применяют его охлаждение в межступенчатых и концевых холодильниках. Удаление конденсирующейся воды и капель масла производится в влаго-маслоотделителях.
В поршневых компрессорах систем воздухоснабжения влаго-маслоотделители встраивают в холодильники. В центробежных компрессорах необходимость в установке маслоотделителей отсутствует, так как в них воздух с маслом не контактирует.
Действие влаго-маслоотделителей основано в основном на инерционном сепарировании масляных и водяных капель, обладающих плотностью, значительно превышающей плотность газа.
Существует множество конструкций влаго-маслоотделителей, в которых заложены следующие основные принципы:
1. Изменение направление потока воздуха с применением динамического удара струи воздуха о стенки аппарата (см. рис. 10.1, а), петлеобразным поворотом потока газа (см. рис. 10.1, б, в; 10.4, а).
2. Сепарация капельной влаги за счет центробежных сил, созданием кругового движения воздуха (см. рис. 10.1, г).
Рис. 10.1. Принципиальные схемы каплеуловителей
3. Оседание влаги и масла на пористой массе, наполняющей сосуд (см. рис. 10.2, а).
4. Поглощение влаги и масла при пропускании воздуха через специальные поглотители (едкий натр, силикагель, алюмогель, хлористый кальций, активированный уголь, см. рис. 10.2, б).
Рис. 10.2. Принципиальные схемы влаго- маслоуловителей: а – с пропуском воздуха через пористую массу; б – с пропуском через слой адсорбента
5. Смешанные конструкции, которые используют несколько принципов одновременно. Пример такой конструкции приведен на рис. 10.3, б.
Рис. 10.3. Влаго- маслоотделители: а – с петлеобразным поворотом потока; б – смешанная конструкция центробежного действия: 1 – корпус; 2 – циклон; 3 – каплеотбойник
Маслоотделитель, основанный на применении динамического удара о специальную стенку, изображен на рис. 10.4. Воздух проходит через щелевые каналы – пакеты гофрированных пластин и, многократно отражаясь от их поверхности, оставляет на ней частицы масла и воды. Наклонное расположение гофров способствует стеканию капель.
Рис. 10.4. Конструктивная схема маслоотделителя с гофрированными пластинами
Для полного отделения капель масла и влаги скорость воздуха в корпусе масло-влагоотделителя не должна превышать:
- в ступени низкого давления – 1,0 м/с;
- в ступени среднего давления – 0,5 м/с;
- в ступени высокого давления – 0,3 м/с.
Как сосуды работающие под давлением, масло-водоотделители подлежат инспекции Госгортехнадзора. Если они стоят далеко от воздухосборников или между ними есть запорная арматура, то на их корпусе устанавливается предохранительный клапан.
10.5. Воздухосборники (ресиверы)
Колебания давления во внешней воздушной сети снижают производительность компрессора и повышают расход электроэнергии на 1,5-3 %. Для сглаживания пульсаций и пиков потребления сжатого воздуха невысокого давления (0,6-1,0 МПа) применяют ресиверы. Кроме того, в них происходит частичное выпадение масла и влаги из воздуха.
По конструкции – это герметичный сосуд цилиндрической формы. Располагаются они как вертикально, так и горизонтально. Соотношение длины (высоты) с диаметром – H=(2 – 2,7)D. Ресивер должен быть оборудован:
1) предохранительным клапаном (с предельным давлением превышающим рабочее на 10 %);
2) манометром со шкалой на 0,2 МПа больше давления испытаний;
3) лазом (при D800 мм) или люком (при D800 мм);
4) запорным вентилем для отсоединения внешней сети;
5) краном для выпуска конденсата и для продувки;
6) легкоплавкой пробкой;
7) патрубками для присоединения воздухопроводов.
Объем ресиверов Vсб, м3, зависит от производительности компрессоров Vк. Он может быть рассчитан по эмпирическим формулам:
при Vк 6 м3/мин – Vсб=0,2Vк;
Vк от 6 до 30 м3/мин – Vсб=0,15Vк;
Vк свыше 30 м3/мин – Vсб=0,1Vк.
Распространена и такая формула расчета необходимого объема воздухосборника, м3:
, (10.3)
где Vк – минутная производительность поршневого компрессора, м3/мин.
Устанавливают ресиверы вне здания на фундаменте, в тени, вдали от источников тепла, без доступа для посторонних лиц.
Если на каждый компрессор установлен ресивер, то между ними не должно быть задвижек. Если используется один ресивер на несколько компрессоров, то задвижки устанавливают, но у компрессора должны быть буферные емкости с предохранительными клапанами. Ими могут быть влагоотделители, но достаточно емкие.
10.6. Теплообменники (ТО) компрессорных установок
Охлаждение воздуха в процессе сжатия увеличивает экономичность работы компрессора. Применяется два вида охлаждения: охлаждение внутреннее (рубашечное), влияющее на процесс сжатия, и охлаждение наружное (промежуточное), снижающее температуру воздуха перед очередной ступенью и, следовательно, уменьшающее работу сжатия. Охлаждающей средой является, как правило, вода. Воздушное охлаждение малоэффективно. Оно используется только в КУ малой мощности.
Рубашечное охлаждение имеет большое значение для поршневых и ротационных (винтовых, пластинчатых) компрессоров. Но основную роль в охлаждении воздуха при многоступенчатом сжатии играют промежуточные воздухоохладители. Воздух охлаждается и на выходе из компрессора в концевом холодильнике с целью снижения его влагосодержания.
Кроме воздухоохладителей в КУ есть еще теплообменники-маслоохладители. Роль их тоже значительна, особенно в ротационных компрессорах.
Конфигурации воздухоохладителей весьма разнообразны. Их выбор зависит от производительности КУ, от параметров сжимаемого газа, вида систем охлаждения, требований унификации и т.п.
Для поршневых компрессоров общего назначения применяются змеевиковые и трубчатые воздухоохладители. Змеевиковые ТО используются в компрессорах малых подач и высоких давлений. В КУ низких давлений и больших расходов используются трубчатые теплообменники.
По величине рабочих давлений газоохладители принято делить на три группы: 1) – низкого давления (до 1,2 МПа); 2) – среднего давления (до 4 МПа); 3) – высокого давления (свыше 4 МПа).
Конструкция ТО определяется типом теплопередающего элемента. Это либо трубы или пластины.
С целью повышения компактности ТО широко используется оребрение труб со стороны воздуха. Это, как правило, наружное оребрение. Оно бывает цельнокатаное, литое, ленточное и насадное (см. рис. 10.5).
Цельнокатанные ребра самые простые в изготовлении, но они получаются невысокими. Трубы с таким оребрением изготавливают из меди или алюминия. Но высокая цена первых и сложность установки вторых ограничивают их применение.
Рис. 10.5. Трубки с наружным оребрением теплообменной поверхности: а – монометаллическая накатная ребристая трубка; б – биметаллическая накатная трубка; в – с завальцованным в канавку поперечно-спиральным оребрением; г – с насадными ребрами
В последнее время все шире используются пластинчатые и пластинчато-ребристые теплообменники. Из-за высокого отношения площади поверхности теплообмена к объему ТО (1000 – 5000 м2/м3) такие аппараты в десятки раз компактней трубчатых. Недостаток – сложность очистки теплообменных поверхностей от загрязнений.
Самая многочисленная группа газоохладителей на КС – это теплообменники низкого и среднего давления. Это обычно трубчатые и кожухотрубные ТО. В них охлаждаемой средой является воздух, охлаждающей – вода. В этом случае охлаждающая вода подается в трубное пространство, воздух - в межтрубное. Так упрощается очистка труб от загрязнений и накипи. Организация нужного режима течения воздуха достигается установкой поперечных перегородок (см. рис. 10.6)
Рис. 10.6. Кожухотрубный многоходовой (пятиходовой) гладкотрубный теплообменник с поперечными перегородками
Основные недостатки такой конструкции – большая масса и габаритные размеры, а также ограниченные возможности унификации.
Для снижения массы и габаритов используются поперечнооребренные теплообменные трубы, что связано с усложнением конструкции. В этом случае для достижения многоходовости межтрубного пространства устанавливают дополнительные трубные доски или составные перегородки (см. рис. 10.7).
Рис. 10.7. Кожухотрубный двухходовой (по воздуху) аппарат с одним пучком оребренных труб и составной перегородкой
Большие возможности представляют конструкции, в которых трубы установлены поперек корпуса и скомпонованы в несколько теплопередающих секций (модулей). Варьируя размеры, число секций и способ их подключения, можно получить аппараты для широкого спектра расходов давлений с конфигурацией, близкой к оптимальной (см. рис. 10.8).
Рис. 10.8. Кожухотрубный теплообменник из трех унифицированных теплопередающих секций
Подача воды в секции такого теплообменника может осуществляться по последовательной, параллельной и параллельно-последовательной схеме.
В газо-водяных охладителях низкого и среднего давления с открытыми водооборотными системами КС предпочтение следует отдавать кожухотрубным аппаратам с поперечным расположением оребренных труб при внутритрубном течении воды и межтрубном течении газа. В закрытых системах с промежуточным теплоносителем в качестве охладителя наилучшие показатели имеют пластинчато-ребристые теплообменники.
Среди газоохладителей высокого давления можно выделить кожухо-трубные, змеевиковые ТО и аппараты "труба в трубе".
Контрольные вопросы
1. Что входит в состав вспомогательного оборудования компрессорных станций?
2. Какие существуют виды загрязнений воздуха?
3. Какое воздействие оказывают загрязнения воздуха на элементы системы воздухоснабжения?
4. Какие способы используются для очистки воздуха от твердых загрязнений и капельной влаги?
5. Чем отличаются "сухие" и "мокрые" способы очистки воздуха?
6. Как осуществляется забор воздуха из атмосферы в компрессорных установках?
7. Какими показателями оценивается эффективность работы воздушных фильтров?
8. Где и с какой целью в компрессорных установках размещают влаго- и маслоотделители?
9. Что представляют собой воздухосборники (ресиверы)?
10. В каком месте схемы компрессорной станции и для чего предусмотрены теплообменники-воздухоохладители?
11. Компоновка компрессорных станций
11.1. Типы компоновок
Компоновкой КС называется взаимное расположение ее сооружений на отведенной площадке, а также взаимное расположение производственных и бытовых помещений в главном здании КС. Кроме того, компоновка включает в себя и размещение расположенного в помещениях основного и вспомогательного оборудования станции.
К сооружениям КС относятся: главное здание, воздухосборники, водоснабжающие и водоохлаждающие сооружения (насосная станция, градирни, бассейны и т.д.), воздухозаборные устройства, различные колодцы, трансформаторные подстанции.
Обычно КС располагаются в отдельном здании, но могут размещаться и в одном корпусе с производственными сооружениями (сблокированная компоновка). Но это допускается только в том случае, если производственное здание одноэтажное и в нем возможно такое расположение машинного зала, при котором свободны две стены. Одна используется для размещения окон, другая – как торец для расширения.
При выполнении компоновок следует выполнять следующие условия:
1) при наименьшей стоимости строительства соблюдать требования техники безопасности и охраны труда, санитарных и строительных норм, обеспечивающих надежность, безопасность, удобство обслуживания оборудования как в нормальных, так и в аварийных условиях;
2) стремиться к компактности расположения оборудования, к сокращению площадей помещений и протяженности коммуникаций;
3) размещать взрыво– и пожароопасное оборудование и материалы в отдельных помещениях, отвечающих специальным нормам;
4) предусмотреть возможность замены устаревшего оборудования и расширения КС без прекращения работы станции.
Компоновки могут быть различные (см. рис. 11.1), но наиболее целесообразна сомкнутая компоновка (рис. 11.1, а), обеспечивающая удобство эксплуатации при сокращении коммуникаций и стоимости строительства.
Полусомкнутая (рис. 11.1, б) и разомкнутая (рис. 11.1, в) компоновки применяют в тех случаях, когда на предприятии имеются недостаточно загруженные водоохлаждающие устройства, трансформаторные подстанции, бытовые и другие помещения производственных цехов, которые могут быть использованы для сооружаемой КС. Некоторое усложнение условий эксплуатации при этом компенсируется снижением затрат на строительство.
Рис. 11.1. Компоновка основных сооружений компрессорной станции: а – сомкнутая; б – полусомкнутая; в – разомкнутая; г – сблокированная:
1 – производственный корпус; 2 – машинный зал; 3 – воздухозаборное устройство; 4 – фильтркамера; 5 – трансформаторная подстанция; 6 – бытовое помещение; 7 – насосная станция; 8 – вспомогательное помещение; 9 – распредустройства; 10 – водоохлаждающие устройства оборотной системы водоснабжения; 11 – склад; 12 – воздухосборники (ресиверы)
11.2. Машинный зал, размещение оборудования
Машинный зал является основным помещением компрессорной станции. В нем размещаются компрессоры с приводом, охладители воздуха, небольшие водо-маслоотделители и другое вспомогательное оборудование. Это обычно одноэтажное, огнестойкое помещение изолированное от других помещений огнестойкими прочными стенами.
Помещение машинного зала должно быть просторным, светлым и с хорошей вентиляцией. В нем необходимо предусматривать ремонтные площадки для ремонта оборудования без создания помех эксплуатации остальных агрегатов.
Машинный зал должен иметь два выхода, желательно в противоположных концах. Один (шириной 1,5 – 3 м) – на территорию предприятия. Это монтажный и аварийный выход. Он должен открываться наружу и иметь подъезд транспорту. Второй – служебный для доступа к другим служебным помещениям (гардероб, санузел, контора и др.)
Компрессорные агрегаты обычно устанавливаются в один ряд так, чтобы продольные оси агрегатов были перпендикулярны оси машзала. Электродвигатели – к глухой стенке, компрессоры – к окнам. Фильтры и воздухосборники размещать лучше всего в простенках.
Наиболее прогрессивна поагрегатная компоновка оборудования, где каждый компрессор имеет свой привод, фильтр, концевой охладитель, масло-водоотделитель, воздухосборник. Такая компоновка:
1) обеспечивает независимую работу каждой машины;
2) облегчает задачу автоматизации процесса регулирования;
3) облегчает задачу монтажа, ремонта и замены оборудования без остановки работы других машин.
Основные проектные расстояния:
а) ширина прохода между движущимися частями разных машин – не менее 1,5 м;
б) между ограждениями машин и стенами – не менее 1 м;
в) между сосудами – 0,75 м, сосудами и стенкой – 0,5 м;
г) при рядном расположении машин, ширина прохода между рядами – не менее 2 м.
С учетом типа и количества машин, размеров типовых строительных элементов эти размеры позволяют оценить размеры машинного зала.
Примеры планов размещения основного и вспомогательного оборудования приведены в [1].
Контрольные вопросы
1. Какие сооружения входят в состав компрессорной станции?
2. Какие виды компоновок сооружений используются при строительстве компрессорных станций?
3. Сколько свободных стенок должен иметь машинный зал компрессорной станции независимо от вида компоновок?
4. Как располагаются продольные оси компрессорных агрегатов относительно оси машзала КС?
5. Сколько выходов должен иметь машинный зал КС?
12. Осушка сжатого воздуха
12.1. Способы осушки воздуха
Большая степень обезвоживания по сравнению с исходной называется осушкой воздуха.
Осушка сжатого воздуха может осуществляться несколькими способами:
1) поглощением водяного пара гигроскопическими веществами;
2) охлаждением воздуха в холодильной системе до заданной температуры (обычно 3 – 4 С);
3) вымораживанием влаги в блоках аммиачного охлаждения;
4) адсорбцией влаги при прокачке воздуха через поглотители-адсорбенты (реже абсорбенты);
5) комбинацией осушки охлаждением воздуха с последующей адсорбцией оставшегося водяного пара.
Выбор способа осушки определяется технологическими требованиями потребителей сжатого воздуха к величине влагосодержания.
Наиболее распространены в промышленности 2-й и 4-й способы. Каждый из этих методов имеют свои достоинства и недостатки и соответственно с этим свою область применения. Так, 2-й способ применяется в системах воздухоснабжения общепромышленного назначения. При подготовке воздуха для систем управления и регулирования технологических процессов на взрывоопасных производствах применяют 4-й и 5-й способы. На воздухоразделительных станциях используют 3-й и 4-й способы.
Осушка атмосферного воздуха до умеренной относительной влажности относится к области кондиционирования воздуха и здесь не рассматривается.
12.2. Термодинамические основы осушки охлаждением
По закону Дальтона давление влажного воздуха P представляет собой сумму парциальных давлений сухого воздуха Pв и водяного пара Pп:
. (12.1)
Количество влаги (паров воды) в 1 м3 влажного воздуха равно плотности пара п, кг/м3, и называется абсолютной влажностью воздуха.
Если воздух насыщен водяными парами, то в нем содержится максимальное количество влаги при данной температуре и плотности. Парциальное давление и плотность пара при этом максимальны и называются давлением Pн и плотностью н насыщения. Температура воздуха при этом будет называться температурой насыщения tн или точкой росы.
Отношение = называют относительной влажностью или степенью насыщения.
Массовое количество паров воды mп во влажном воздухе отнесенное к массе сухого воздуха в нем mв называют влагосодержанием , кг/кг.
Если для объема влажного воздуха V, м3, записать уравнения состояния для пара и воздуха:
; (12.2)
. (12.3)
То, так как Vп = Vв = V, Tп = Tв = T и с учетом, что , из этих уравнений получим
. (12.4)
Подставляя значения газовых постоянных: Rв = 287 и Rп = 463 , с учетом (12.1) получим формулу для расчета влагосодержания воздуха d, кг/кг:
. (12.5)
Так как , то влагосодержание ненасыщенного (1) и насыщенного (1) воздуха может быть вычислено по соотношениям:
и , кг/кг. (12.6)
Полученные формулы позволяют производить расчеты влагосодержания воздуха при известных значениях температуры воздуха tв, давлении P и относительной влажности , а также определять точку росы tн при заданном влагосодержании dн.
Выпадение влаги из воздуха при его охлаждении происходит всегда при температуре насыщения tн, и, следовательно, задаваясь значением остаточного влагосодержания воздуха dзад = dн, с помощью уравнения (12.6) можно определить значение точки росы tн. Это и будет то значение температуры, до которой необходимо охладить воздух в охладителе-осушителе.
Для этого уравнение (12.6) решается относительно Pн, т.е. находится парциальное давление пара при заданном влагосодержании, Па:
, (12.7)
где dн – требуемое влагосодержание воздуха, г/кг; P – давление сжатого воздуха, Па.
По термодинамической таблице для воды и водяного пара для условий насыщения по величине Pн определяется значение tн. Это и будет искомая температура охлаждения воздуха.
12.3. Установки для осушки воздуха охлаждением
Первой ступенью осушки воздуха следует считать концевой холодильник компрессорной установки (ВОК). В концевом холодильнике воздух охлаждается обычно до 40 – 50 С. При таких температурах в большинстве случаев выпадения влаги из воздуха не происходит.
Рассмотрим случай, наиболее характерный для самого неблагоприятного периода эксплуатации системы: tнар =+10 -10 С.
При параметрах атмосферного воздуха: Pва=0,1 МПа; tва=10 С и =70 %, его влагосодержание составляет dва = 5,5 г/кг.
При давлении сжатого воздуха в концевом холодильнике PВОК = 0,8 МПа и температуре tВОК=40-50 С насыщающее влагосодержание равно dн=6-10 г/кг. В обоих случаях 1 и выпадения влаги не происходит.
Таким образом, ВОК осушает воздух только в кратковременный летний период. Стабильную и надежную осушку воздуха можно осуществить с помощью холодильной машины.
Принципиальная схема такой воздухоосушительной установки приведена на рис. 12.1.
Работает установка следующим образом.
Теплый влажный воздух из концевого холодильника поступает в РТО, где он охлаждается и частично осушается встречным холодным воздухом. Сконденсировавшаяся капельная влага отделяется во влагоотделителе (ВО). Окончательная осушка воздуха происходит в охладителе-осушителе, в трубное пространство которого подается либо хладагент, либо хладноситель от холодильной машины. Сухой холодный воздух после ВО поступает в РТО, где нагревается до температуры потребления.
Применение регенеративного теплообменника позволяет снизить холодопроизводительность холодильной машины на 40-50 %.
Рис. 12.1. Схема осушки сжатого воздуха охлаждением:
КУ – компрессорная установка; ВОК – воздухоохладитель концевой (концевой холодильник); ВО – влагоотделитель; РТО – регенеративный теплообменник; ООВ – охладитель-осушитель воздуха; ХМ – холодильная машина
В серийных воздухоосушительных установках, которыми комплектуются воздушные турбокомпрессорные машины К-250 и К-500, воздух охлаждают до 3 – 5 С. Это соответствует влагосодержанию d = 0,65 – 0,7 г/кг (при атмосферном давлении это соответствует точке росы приблизительно -20 С). Более низкие температуры охлаждения приводят к обмерзанию теплообменных поверхностей. Это приводит к затруднениям в эксплуатации, так как необходимо предусмотреть периодическое оттаивание теплообменников.
Более подробное описание серийных воздухоосушительных установок можно найти в [1] и [6].
В КГЭУ на кафедре промышленной теплоэнергетики разработан экономный способ осушки воздуха с рекуперацией холода намерзшей ледяной шубы в охладителях-осушителях [7]. Схема установки, реализующей такой способ, приведена на рис. 12.2.
Установка состоит из контура осушаемого воздуха и холодильной машины. Контур осушаемого воздуха содержит рекуперативный теплообменник (РТО), влагоотделитель (ВО), переключатель потока (ПП), последовательно подключенные воздухоохладители (ООВ1 и ООВ2) и сепаратор (С).
Влажный теплый воздух поступает в РТО, где охлаждается обратным потоком сухого холодного воздуха. После РТО осушаемый воздух поступает во влагоотделитель ВО, в котором происходит отделение капельной влаги, и, пройдя переключатель потока воздуха (ПП), он направляется в воздухоохладитель ООВ1. В ООВ1 воздух охлаждается и частично осушается в результате таяния ледяной шубы, образовавшейся на теплообменной поверхности аппарата в предыдущем цикле. При этом охлаждающая среда (хладагент или хладоноситель) в ООВ1 не подается. Из ООВ1 воздух поступает в ООВ2, где окончательно охлаждается до заданной точки росы за счет подаваемой в аппарат охлаждающей среды.
Рис. 12.2. Схема осушки воздуха с рекуперацией холода льдообразования: РТО – рекуперативный теплообменник (воздух-воздух); ВО - влагоотделитель; ПП – переключатель потока воздуха; ООВ – охладитель-осушитель воздуха; С – сепаратор; ЭГК – электрогидроклапан; ОК – обратный клапан
Осушенный воздух из ООВ2, пройдя переключатель потока и сепаратор С, где улавливается капельная влага и снежная пыль, поступает в РТО. Здесь он нагревается до заданной температуры и подается потребителю.
При достижении заданного значения перепада давления на ООВ1 происходит автоматическое переключение потоков воздуха в ПП (поворотом заслонки на 90) и охлаждающей среды в ЭГК. Рабочий процесс повторяется, но воздух поступает уже с ООВ2 в ООВ1.
Значение точки росы осушенного воздуха должно быть обосновано технико-экономическим расчетом.
12.4. Адсорбционный способ осушки
Этот способ применяют для более глубокой осушки воздуха. Он используется в воздухоразделительных установках и в системах воздухоснабжения пневмоавтоматики на взрывоопасных производствах. Способ основан на свойствах ряда пористых твердых тел-адсорбентов поглощать водяные пары.
Схема блока адсорбционной осушки воздуха приведена на рис. 12.3 .
Влажный воздух из компрессора пропускается через один из попеременно работающих адсорберов. Влага поглощается твердым гранулированным адсорбентом. Сухой воздух очищается от пыли адсорбента в фильтре 4 и направляется в сеть.
При прохождении воздуха слои адсорбента насыщаются влагой. Слой, после которого воздух выходит осушенным, называют высотой работающего слоя. В процессе работы высота работающего слоя постепенно увеличивается. Через какой-то промежуток времени (время защитного действия) она достигает высоты засыпанного слоя адсорбента. Это означает, что адсорбер исчерпал свои способности. Воздух переключается на другой адсорбер (обычно через 8 или 16 часов), а насыщенный влагой аппарат ставят на регенерацию.
Рис. 12.3. Адсорбционная воздухоосушительная установка:
1 – влагоотделитель; 2 – электропневмоклапан; 3 – адсорберы; 4 – фильтр пыли; 5 – электронагреватель воздуха; 6 – дроссель нагреваемого воздуха
При регенерации через адсорбер пропускается сухой нагретый воздух. Нагревается воздух в электрическом (реже в газовом) нагревателе. Обычно на регенерацию затрачивается примерно четыре часа. Первый час – нагрев, второй и третий – собственно регенерация, четвертый – охлаждение, продувкой воздуха при выключенном нагревателе.
Процесс адсорбции протекает экзотермически. Но при высоком давлении выделение теплоты в этом процессе незначительно, поэтому достаточно охлаждающего эффекта самого осушаемого воздуха.
Для поглощения влаги в качестве адсорбентов используют главным образом силикагели, алюмогели, активный глинозем, а в последнее время – синтетические цеолиты. Силикагель, алюмогель, и активный глинозем представляют собой высокопористые вещества в виде зерен неправильной формы.
Силикагели (марки КСК и КСМ) содержат примерно 90 % SiO2. Это зерна светло-желтого цвета размером 3-7 мм. Температура регенерации силикагеля – 170-180 С.
Алюмогель (марки А1 и А2) - активная окись алюминия, белые или светло-серые зерна размером 3-7 мм, температура регенерации – 250 - 280 С.
Цеолиты, называемые также молекулярными ситами (тип А и тип Х), – это кристаллические полигидраты алюмосиликатов кальция и натрия, из которых удалена вода. Они бывают природные и искусственные, размеры гранул 2-4 мм. Температура регенерации – 200 – 350 С. Это самые эффективные осушители (до точки росы –100 С), но и самые дорогие.
Динамическая влагоемкость адсорбентов при атмосферном давлении составляет: для силикагеля марки КСМ – до 25 %; для силикагеля марки КСМ – до 9,5 %; алюмогеля и глинозема – до 8-12 % массы адсорбента.
При расчете промышленных блоков осушки рекомендуется принимать влагоемкость активной окиси алюминия А2 и глинозема равной 4-5%, синтетических цеолитов – 10 % массы адсорбента [10].
Контрольные вопросы
1. Что называется осушкой воздуха?
2. Какие способы осушки воздуха используются в промышленности?
3. Что называют "точкой росы" воздуха?
4. Что называют влагосодержанием воздуха?
5. Что называют абсолютной влажностью воздуха?
6. Как достигается заданное влагосодержание воздуха в блоках осушки воздуха охлаждением?
7. Какой положительный эффект достигается использованием регенеративного теплообменника в блоке осушки воздуха?
8. Как осуществляется адсорбционная осушка воздуха?
9. Какие адсорбенты используются в блоках осушки воздуха?
10. Что называют регенерацией адсорбента и как она осуществляется в блоках осушки воздуха?
11. Какова продолжительность процесса регенерации адсорбента принята в воздухоосушительных блоках?
12. Какой адсорбент называют "молекулярным ситом"?
13. Как осуществляется борьба с обмерзанием поверхностей теплообменников-воздухоохладителей?
13. Транспортирование сжатого воздуха
13.1. Трубопроводы компрессорной станции
В зависимости от транспортируемой среды и назначения на компрессорной станции различают следующие трубопроводы: воздухопроводы, водопроводы, теплопроводы и маслопроводы.
Воздухопроводы, в свою очередь, подразделяются на главные (всасывающий, нагнетательный, подающий, магистральный) и вспомогательные (продувочный, для наддува, сброса и перепуска воздуха и др.). В многоступенчатых компрессорах имеются еще промежуточные (между ступенями) нагнетательные воздухопроводы.
В рамках данного курса рассматривается только воздухопровод, который предназначен для транспортирования воздуха от всасывающего устройства до потребителя.
Всасывающий трубопровод – участок воздухопровода от фильтркамеры до всасывающего патрубка компрессора. Нагрев и особенно сопротивление этого трубопровода оказывают существенное влияние на эффективность работы компрессора. Поэтому он должен быть короткий (до 10 м), герметичный, желательно без поворотов. Если имеется поворот, то радиус поворота должен быть не менее трех диаметров трубопровода (Rп=3Dн). Обычно всасывающий трубопровод большего диаметра, чем всасывающий. Он не должен прокладываться рядом с теплопроводами и с неизолированным нагнетательным трубопроводом.
Прокладывается всасывающий трубопровод в каналах или по стенам здания. При прокладке внутри помещений он подлежит теплоизоляции с целью снижения шума и предотвращения конденсации влаги на наружной поверхности.
Нагнетательный трубопровод – участок от нагнетательного патрубка компрессора до фланца вспомогательного оборудования. Он тоже должен быть по возможности коротким и прямым, особенно на станциях с поршневыми компрессорами. Это связано с повышенными аэродинамическими потерями при пульсирующем течении воздуха, которые снижают КПД компрессора на 1,5-3 %.
Подающий трубопровод расположен между конечным охладителем (масло-водоотделителем) и воздухосборником (или сборным коллектором).
Магистральный трубопровод – участок воздухопровода от воздухосборника (или коллектора) компрессорной станции до потребителя сжатого воздуха. Несколько магистральных воздухопроводов образуют сеть сжатого воздуха.
13.2. Потери энергии при транспортировке сжатого воздуха
Подача сжатого воздуха сопровождается потерями. Это утечки сжатого воздуха, тепловые и гидравлические потери.
Утечки воздуха наблюдаются через неплотности соединений, запорные устройства, разрывы и самые значительные – через неисправное пневмоприемное оборудование.
В нормальных условиях утечки во внешних сетях не превышают 1 %. В цеховых сетях эти утечки не должны превышать 8 – 10 % общего расхода воздуха. Фактически они всегда больше.
Величина утечек прямо пропорциональна потерям энергии, затраченной на сжатие воздуха (см. п. 5.1.6).
Тепловые потери связаны с охлаждением воздуха в конечном охладителе и сетях. Из-за охлаждения снижается работоспособность сжатого воздуха. Это хорошо иллюстрируется уравнением удельной работы расширения lт, Дж/кг:
, (13.1)
где P1 и T1 – давление и температура сжатого воздуха перед пневмомеханизмом.
Из формулы (13.1) видно, работоспособность сжатого воздуха прямо пропорциональна значению его температуры. Снижение работоспособности воздуха ведет к увеличению его расхода, а следовательно, и росту потребления электроэнергии на его сжатие.
Технико-экономические расчеты показывают, что теплоизолировать нагнетательный и магистральный трубопроводы не выгодно.
Гидравлические потери. Силы трения и местные сопротивления снижают давление воздуха перед потребителем P1. Этим снижается его работоспособность. Чтобы компенсировать эти потери, необходимо либо увеличивать расход воздуха, либо повысить давление нагнетания. И то и другое ведет к дополнительным расходам энергии.
Снизить сопротивление трубопровода можно увеличением его диаметра. Однако не беспредельно, так как для каждого значения расхода воздуха существует экономически оптимальный диаметр воздухопровода, когда приведенные затраты будут минимальны.
Экономические расчеты и опыт эксплуатации показали, что более удобно пользоваться понятием экономически оптимальной скорости. Значения этой скорости практически постоянны для любого расхода сжатого воздуха.
При давлениях нагнетания до 0,8-1,0 МПа значения экономически оптимальной скорости находятся в пределах 10 – 15 м/с. Для коротких трубопроводов с большими диаметрами wопт может быть до 20 м/с. Для длинных тонких труб и шлангов, а также для всасывающих трубопроводов эта скорость может быть меньше 10 м/с.
Для уменьшения сопротивления желательно наружный межцеховой воздуховод закольцевать. Для воздуховодов с Dу 75 мм надо применять задвижки вместо вентилей. Необходимо следить за чистотой воздухопровода, очищать (промывать) от наслоений масла, пыли, окалины, ржавчины.
Суммарное сопротивление воздуха от КУ до потребителя не должно превышать 0,05 МПа.
13.3. Аэродинамический расчет воздухопровода
Аэродинамический расчет отличается от гидравлического только тем, что в аэродинамическом расчете учитывается сжимаемость нагнетаемой среды.
Цель аэродинамического расчета состоит в определении диаметров всасывающего, нагнетательного, подающего и магистрального трубопроводов. Кроме того, на основании этого расчета определяется расчетное давление нагнетания воздуха компрессорами станции.
Сечение любого воздухопровода определяется с помощью уравнения неразрывности (расхода):
,
откуда находится внутренний диаметр Dвн , м, трубопровода круглого сечения:
, (13.2)
где Q – объемный расход воздуха в трубопроводе, м3/с; wопт – оптимальная скорость течения воздуха в нем, м/с.
Для всасывающего трубопровода за расчетный объемный расход принимается объемная производительность компрессорной установки Qвк.
Для нагнетательного и магистрального трубопроводов объемный расход необходимо вычислять с учетом сжимаемости газа. Для этого по условиям всасывания определяется массовая производительность компрессора Gк, кг/с:
, (13.3)
где плотность воздуха вк, кг/м3, вычисляется по параметрам на всасывании:
. (13.4)
Здесь параметры с индексом "ноль" относятся к стандартным условиям для воздуха: T0 = 273 К; P0 = 0,1013 МПа; 0 = 1,293 кг/м3.
Далее для каждого нагнетательного трубопровода (если их несколько) и для каждого участка сети рассчитываются средние объемные расходы, соответствующие средним параметрам воздуха на этих участках: Pср, Tср, ср.
Так как к началу расчета неизвестно давление нагнетания, которое зависит от сопротивления сети, то аэродинамический расчет ведется методом последовательных приближений. При этом изменением температуры воздуха в трубопроводах пренебрегают, т.е. Tср = Tкс =Tп, где Tкс и Tп – температуры воздуха в нагнетательном трубопроводе КС и коллекторе потребителя соответственно.
Давление в коллекторе компрессорной станции Pкс в первом приближении определяется как сумма давления у потребителя Pп и потерь давления в воздушной магистрали Pс, величина которых не должна превышать 0,05 МПа:
Pкс = Pп+Pс. (13.5)
В первом приближении гидравлические потери в воздухопроводе оцениваются с помощью усредненных удельных потерь давления и приведенной длины трубопровода. Значения этих потерь выбираются в диапазоне Pуд = 40 – 70 Па/м (чем больше расход, тем меньше значение Pуд).
Приведенная длина трубопровода lпр первоначально оценивается по соотношению: lпр= (1,05 – 1,2) lтр, где lтр – суммарная длина прямых участков трубопровода, м. Числовой коэффициент учитывает влияние местных сопротивлений (чем короче трубопровод, тем коэффициент больше).
Тогда общие потери давления в воздушной сети Pс, Па, составят:
, (13.6)
а среднее давление в сети в первом приближении может быть принято:
. (13.7)
Далее для этого давления вычисляются плотность ср, кг/м3, и объемный расход воздуха в магистрали Qср, м3/с:
; (13.8)
, (13.9)
где nк – число компрессоров, работающих на данную магистраль.
Задаются значением экономически оптимальной скорости потока wопт=12-15 м/с и определяется расчетный внутренний диаметр трубопровода , м:
. (13.10)
По ГОСТу подбирается труба с подходящим диаметром и толщиной стенок. Оцениваются ее абсолютная (0,8–1,0 мм) и относительная шероховатости (м/м).
По уравнению расхода вычисляется фактическая средняя скорость воздуха в трубопроводе wср, м/с:
. (13.11)
Далее определяются режимы течения и границы применимости формул расчета коэффициентов трения:
; ; ,
где в – коэффициент динамической вязкости воздуха, зависящий от его температуры, Пас, определяется по справочнику, например [8].
Рассчитываются коэффициенты трения – . Например, если , то по формуле Шифринсона [8]
. (13.12)
Уточняется приведенная длина трубопровода lпр, м, по которому подается воздух от КС до потребителя:
(13.13)
где lэкв – суммарная эквивалентная длина местных сопротивлений магистрали (отводы, задвижки, тройники и пр.), м, вычисляется по соотношению
. (13.14)
Здесь м.с – коэффициенты местных сопротивлений, значения которых принимаются по справочникам [1, 3, 4, 9 и др.].
Вычисляется уточненное значение падения давления в магистрали Pс, Па, по формуле Дарси:
. (13.15)
Определяется действительное давление воздуха в начале магистрали, т.е. за компрессорной станцией Pкс, МПа:
. (13.16)
Уточняется среднее давление воздуха в магистрали по формуле (13.6) или по соотношению:
. (13.17)
По формуле (13.8) вычисляется новое значение средней плотности воздуха ср, которое сравнивается с ранее полученным значением.
Достоверность расчета оценивается по величине расхождения значений средней плотности. Если оно превышает 2,5 %, то расчет повторяют, начиная с формулы (13.9).
После достижения заданной точности, полученное значение давления Pк.с по формуле (13.16) считается фактическим и в дальнейшем (с учетом потерь давления в системе осушки воздуха) используется для определения давления нагнетания компрессора.
13.4. Конструкции воздушных сетей
Сети сжатого воздуха подразделяются на межцеховые и внутрицеховые.
Межцеховые – это сеть трубопроводов, проведенная от сборного коллектора компрессорной станции до ввода в цеха. Эти сети прокладывают по радиальной (тупиковой) схеме. Она должна быть рациональной и должна иметь минимальные утечки и потери давления. Прокладка воздухопроводов и расстановка на ней арматуры должна обеспечивать возможность проведения ремонтных работ, связанных с заменой арматуры и ликвидацией аварийных ситуаций, без остановки работы компрессорных установок.
Наиболее надежной считается схема, когда каждая компрессорная установка работает на своего потребителя через индивидуальную магистраль. Но чаще используется параллельная работа компрессоров на сборный коллектор.
Применяется надземная и подземная прокладка воздухопроводов.
Надземная прокладка осуществляется на эстакадах и лотках.
Подземная – в каналах или траншеях ниже глубины промерзания грунта.
На территории предприятия целесообразно прокладывать сеть сжатого воздуха совместно с тепловыми сетями (желательно в общей теплоизоляции).
При работе компрессорной станции в трубопроводах возникают температурные деформации, для восприятия которых предусматривают различного типа компенсаторы (см. рис. 13.1). Предпочтение следует отдавать естественной компенсации, когда воздухопровод прокладывают не по прямой линии, а с несколькими поворотами на 90 градусов. В этом случае используются подвижные и неподвижные опоры трубопроводов (см. рис. 13.2).
Рис. 13.1. Конструкции компенсаторов:
а, б – линзовые; в – П-образный; г – лирообразный
На воздухопроводах с давлением свыше 0,8 МПа компенсаторы обычно не ставят, необходимая эластичность трубопровода обеспечивается самокомпенсацией.
В воздухопроводах не должно быть зон, где могут скапливаться конденсат и масло. Для этого трубопроводы должны иметь уклон не менее 0,003 в сторону движения воздуха. В наиболее низких местах сети, в теплом месте на входе в цех размещаются дренажные устройства или влагоотделители с возможностью продувки системы. Периодически (1 раз в месяц) необходимо проводить промывку и продувку воздухопроводов.
Соединение трубопроводов осуществляется качественной сваркой. Фланцы используются только в местах присоединения арматуры и измерительной аппаратуры. Количество таких мест должно быть минимальным.
Прокладки для фланцевых соединений изготавливают из паронита при давлениях воздуха до 1,2 – 1,5 МПа. При более высоких давлениях используют металлические прокладки.
Конструкции опор для трубопроводов зависят от расположения труб. В непроходных каналах и других труднодоступных местах при отсутствии поперечных перемещений применяют скользящие опоры (рис. 13.2, а, г).
При прокладке трубопроводов под перекрытиями при обеспечении свободы их продольного и поперечного перемещения применяют подвесные опоры (см. рис. 13.2, б). В точках жесткого крепления трубопровода, при необходимости воспринимать осевые усилия, применяют неподвижные опоры (см. рис. 13.2, в, д, е).
Рис. 13.2. Конструкции опор для трубопроводов:
а – скользящая; б – подвесная; в – хомутовая; г – катковая; д — приварная; е — упорная
При прокладке трубопроводов под перекрытиями при обеспечении свободы их продольного и поперечного перемещения применяют подвесные опоры (см. рис. 13.2, б). В точках жесткого крепления трубопровода, при необходимости воспринимать осевые усилия, применяют неподвижные опоры (см. рис. 13.2, в, д, е).
Расстояние между опорами обычно принимают от 3 до 7 м. Допустимый крайний пролет трубопровода принимается в размере 80 % от величины среднего пролета. Поверочным прочностным расчетом проверяется величина прогиба трубопровода (как многоопорной балки), которая не должна превышать максимально допустимого.
Одним из рациональных способов монтажа межцеховых воздушных сетей считается прокладка "пилой" (см. рис. 13.3). В такой схеме воздух подается последовательно от цеха к цеху, на входе в которые установлены масловлагоотделители с возможностью продувки магистрали. Подача воздуха во внутрицеховую сеть осуществляется уже после прохождения воздухом влагомаслоотделителей.
Рис. 13.3. Схема прокладки межцехового воздухопровода методом "пила"
Внутрицеховые сети сжатого воздуха начинаются от ввода воздуховода в цех. При прокладке внутрицеховой сети используется кольцевая схема. Такая схема обеспечивает более надежное снабжение потребителей сжатым воздухом, хотя она и дороже тупиковой сети.
Узел ввода в цех оборудуется задвижками, отсоединяющими цех от межцеховой сети, манометрами, измерительной шайбой для измерения расхода воздуха (см. рис. 13.4).
Рис. 13.4. Схема узла ввода в цех:
1 – измерительная диафрагма: 2 – дифманометр; 3 – редукционный клапан; 4 – манометры; 5 – масловодоотделитель
Контрольные вопросы
1. Назовите главные и вспомогательные воздухопроводы компрессорной станции?
2. Какие требования предъявляются к всасывающему трубопроводу?
3. Какие виды потерь энергии наблюдаются в системе транспортирования сжатого воздуха?
4. Что представляют собой тепловые потери энергии в воздухопроводе?
5. Что является причиной гидравлических (аэродинамических) потерь энергии в воздухопроводе?
6. Приведите значения экономически оптимальной скорости воздуха в трубопроводе (при давлениях до 1,0 МПа)?
7. Какова цель аэродинамического расчета нагнетательного и магистрального воздухопровода?
8. Чем отличаются гидравлический и аэродинамический расчеты?
9. Как прокладываются межцеховые сети сжатого воздуха?
10. Как компенсируются температурные деформации воздухопроводов?
11. Какими приборами оснащается узел ввода сжатого воздуха в цех?
12. Какие конструктивные мероприятия предусматриваются в воздушной сети для предотвращения накопления в ней конденсата воды и масла?
13. Каким способом осуществляется соединение труб при прокладке межцеховах воздухопроводов?
14. Какая запорная арматура используется в воздушных сетях?
14. Повышение эффективности работы систем воздухоснабжения
Экономия энергозатрат в процессе воздухоснабжения может быть достигнута на разных этапах работы системы: при производстве сжатого воздуха; при его транспортировке к месту потребления; при его использовании.
Снижение энергозатрат при транспортировке связано с уменьшением утечек воздуха, гидравлических и тепловых потерь энергии в воздухопроводах. Эти потери и методы их снижения рассмотрены ранее (в 13.2).
14.1. Повышение работоспособности сжатого воздуха его нагревом перед использованием
Мощность пневмомеханизмов, Nм, кВт, вырабатывающих механическую энергию, прямо пропорциональна удельной работоспособности сжатого воздуха:
, (14.1)
где Gв, – массовый расход воздуха в механизме, кг/с.
Удельная работоспособность воздуха lв, кДж/с, может быть вычислена по уравнению изоэнтропного расширения с учетом внутреннего относительного КПД механизма:
, (14.2)
где P1, МПа и T1, К – параметры сжатого воздуха на входе в механизм; P2 – конечное давление расширения, МПа; R=0,287 кДж/(кгК) – газовая постоянная для воздуха.
Из уравнений (14.1) и (14.2) видно, что при неизменной мощности механизма Nм массовый расход воздуха Gв, а следовательно, и расход энергии на его производство, находятся в прямой зависимости от его температуры T1.
Производительность пневматических машин и инструментов, использующих потенциальную энергию сжатого воздуха, зависит от объема поступающего в цилиндры воздуха и не зависит от его температуры. Предварительный подогрев воздуха увеличивает его объем и уменьшает расход по массе.
Уменьшение массового расхода в таких механизмах (кузнечные молоты, подъемники, молотки, дрели, фортуны и др.) может быть вычислено по соотношению
(14.3)
Здесь одним штрихом помечены параметры воздуха до нагрева, двумя штрихами – параметры после нагрева.
В пневматических аппаратах, использующих кинетическую энергию сжатого воздуха (сопла для обдувки, пескоструйные и дробеструйные аппараты, утечки), уменьшение расхода сжатого воздуха по массе можно определить аналогично с помощью уравнения расхода [9]:
, (14.4)
где F – площадь поперечного сечения сопла (отверстия); y() – газодинамическая функция расхода; m – постоянный коэффициент; P1, T1 – параметры сжатого воздуха перед соплом (отверстием).
Тогда относительную экономию сжатого воздуха при его нагреве можно вычислять по соотношению
. (14.5)
Например, при подогреве сжатого воздуха от t1=40 C до t2=120 C расход воздуха на работу пневматических машин и инструментов уменьшается на 25,5 %, а расход сжатого воздуха на работу сопел и утечек уменьшится на 14 %.
Степень подогрева воздуха должна определяться условиями работы, применяемыми материалами и смазками механизмов. Однако учитывая, что при расширении воздух значительно охлаждается, то средняя температура ручного инструмента, например, не превысит 40 C при предварительном его нагреве до 95 C.
Экономия электроэнергии при производстве сжатого воздуха прямо пропорционально экономии этого воздуха при его использовании:
(14.6)
так как затраченная мощность в компрессоре прямо пропорциональна его массовой производительности (см. (6.9)).
Контрольные вопросы
1. В каких звеньях системы воздухоснабжения может быть достигнута экономия электроэнергии?
2. Как сказывается подогрев сжатого воздуха на величину его утечек через неплотности и разрывы?
3. За счет чего достигается экономия электроэнергии при подогреве сжатого воздуха перед его использованием?
___________
Библиографический список
1. Системы воздухоснабжения промышленных предприятий /Б.Г. Борисов, Н.В. Калинин, В.А. Михайлов и др.; Под ред. В.А. Германа. М.: Моск. энерг. инт, 1989. 180 с.
2. Черкасский В.М. Насосы, вентиляторы, компрессоры: Учебник для теплоэнергетических специальностей вузов. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Энергоатомиздат, 1984. 416 с.
3. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: Справочник/ Под общ. ред. В.А. Григорьева, В.М. Зорина. 2-е изд., перераб. М.: Энергоатомиздат, 1991 (Теплоэнергетика и теплотехника, кн.4).
4. Кумиров Б.А., Валиев Р.Н. Расчет системы снабжения предприятий сжатым воздухом: Учеб. пособие. Казань: Казан. гос. энерг. ун-т, 2003.
5. Кумиров Б.А.. Методические указания по курсовому проектиро-ванию по курсу "Технологические энергоносители предприятий". Казань: Казан. гос. энерг. ун-т, 2003.
6. Холодильные машины: Справочник. Серия "Холодильная техника" /Под ред. А.В. Быкова. М.: Легкая и пищевая промышленность, 1982.
7. А.с. 1677369 А1 СССР, МКИ F 04 B 39/16, B 01 D 53/26. Способ осушки сжатого воздуха /Б.А. Кумиров, И.Н. Романов, М.В. Анисимова, И.А. Михеева, бюл. № 34 от 15.09.91.
8. Карабин А.И. Сжатый воздух. Выработка, потребление, пути экономии. М.: Машиностроение, 1964. 343 с.
9. Теоретические основы теплотехники. Теплотехнический эксперимент: Справочник /Под общей ред. В.А. Григорьева и В.М. Зорина. 2-е изд., перераб. М.: Энергоатомиздат, 1988 (Теплоэнергетика и теплотехника, кн.2).
10. Справочник по физико-техническим основам криогеники/ М.П. Малков, И.Б. Данилов, А.Г. Зельдович и др.; Под ред. М.П. Малкова. 3-е изд. перераб. и доп. М.: Энергоатомиздат, 1985. 432 с.
_____________
СОДЕРЖАНИЕ
|
Введение . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
3 |
|
1. Общие сведения о системах производства и распределения энергоносителей . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
4 |
|
1.1. Общие понятия и определения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
5 |
|
1.2. Функции системы ПРЭ и методы их обеспечения . . . . . . . . . |
5 |
|
1.3. Функции вспомогательных Элементов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
6 |
|
1.4. Показатели эффективности системы . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
7 |
|
2. общие сведения о стемах воздухоснабжения . . . . . . . . . . |
11 |
|
2.1. Назначение, достоинства и недостатки систем воздухоснабжения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
11 |
|
2.2. Структура и схемы систем воздухоснабжения . . . . . . . . . . . . . |
11 |
|
3. Характеристика потребителей сжатого воздуха . . . . . . . |
15 |
|
3.1. Области применения сжатого воздуха и энергоемкость его применения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
14 |
|
3.2. Классификация потребителей . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
16 |
|
3.3. Параметры потребляемого сжатого воздуха . . . . . . . . . . . . . . . |
17 |
|
4. Режимы воздухопотребления . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
21 |
|
3.1. Определение нагрузок на компрессорную станцию . . . . . . . . . |
21 |
|
4.2. Выбор типа, типоразмера и количества компрессоров, устанавливаемых на компрессорной станции . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
24 |
|
5. Оборудование и схемы компрессорных станций систем воздухоснабжения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
28 |
|
5.1. Общие сведения о компрессорном оборудовании . . . . . . . . . . |
28 |
|
5.2. Технологические схемы компрессорных станций . . . . . . . . . . |
34 |
|
6. Основы теории компрессорных машин . . . . . . . . . . . . . . . . |
39 |
|
6.1. Основные показатели работы (параметры) компрессорных машин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
39 |
|
6.2. Ступенчатое сжатие и его расчет . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
42 |
|
6.3. Работа лопаточных машин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
45 |
|
7. Основные характеристики компрессоров . . . . . . . . . . . . . . |
50 |
|
7.1. Характеристики объемных машин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
50 |
|
7.2. Характеристики турбокомпрессоров . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
50 |
|
7.3. Определение рабочих параметров компрессорных машин по характеристикам . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
53 |
|
7.4. Пересчет характеристик турбокомпрессора на другие условия работы . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
56 |
|
8. Регулирование работы компрессорных установок . . . . . |
63 |
|
8.1. Общие сведения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
63 |
|
8.2. Регулирование поршневых компрессоров . . . . . . . . . . . . . . . . . |
63 |
|
8.3. Регулирование турбокомпрессоров . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
65 |
|
9. Приводы компрессоров . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
73 |
|
9.1. Привод поршневых компрессоров . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
73 |
|
9.2. Привод турбокомпрессоров . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
74 |
|
10. Вспомогательное оборудование компрессорных станций . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
76 |
|
10.1. Загрязнения атмосферного воздуха . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
76 |
|
10.2. Способы очистки воздуха и классификация воздухоочистительных устройств . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
77 |
|
10.3. Основные показатели воздушных фильтров . . . . . . . . . . . . . . |
79 |
|
10.4. Влаго- и маслоотделители . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
80 |
|
10.5. Воздухосборники (ресиверы) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
83 |
|
10.6. Теплообменники компрессорных установок . . . . . . . . . . . . . . |
84 |
|
11. Компоновка компрессорных станций . . . . . . . . . . . . . . . . |
88 |
|
11.1. Типы компоновок . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
88 |
|
11.2. Машинный зал, размещение оборудования . . . . . . . . . . . . . . . |
90 |
|
12. Осушка сжатого воздуха . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
92 |
|
12.1. Способы осушки воздуха . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
92 |
|
12.2. Термодинамические основы осушки охлаждением . . . . . . . . |
92 |
|
12.3. Установки для осушки воздуха охлаждением . . . . . . . . . . . . . |
94 |
|
12.4. Адсорбционный способ осушки . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
96 |
|
13. Транспортирование сжатого воздуха . . . . . . . . . . . . . . . . |
99 |
|
13.1. Трубопроводы компрессорной станции . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
99 |
|
13.2. Потери энергии при транспортировке сжатого воздуха . . . . . |
100 |
|
13.3. Аэродинамический расчет воздухопровода . . . . . . . . . . . . . . . |
101 |
|
13.4. Конструкции воздушных сетей . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
104 |
|
14. Повышение эффективности работы систем воздухоснабжения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
109 |
|
14.1. Повышение работоспособности сжатого воздуха его нагревом перед использованием . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
109 |
|
Литература . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . |
111 |
______________
Борис Александрович Кумиров
Системы снабжения предприятий сжатым воздухом
Учебное пособие по курсу
«Технологические энергоносители предприятий»
Часть 1
(Кафедра промышленной теплоэнергетики КГЭУ)
Редактор издательского отдела Артамонова Н.А.
_________________________________________________________________
Изд. лиц. № _____________ Темплан издания КГЭУ ______ г.
Подписано к печати Формат 60х84/16
Гарнитура “Times” Вид печати _________ Бумага
Физ.печ.л. Усл.печ.л. 6,31 Уч.-изд.л.
Тираж 450 Заказ
__________________________________________________________________
Издательский отдел КГЭУ,
420066, Казань, Красносельская, 51
__________________________________________________________________
Типография КГЭУ
420066, Казань, Красносельская, 51
1
1
1