Основы научно-теоретических знаний по модулю «Компрессоры»

Модуль 9

«КОМПРЕССОРЫ»

Введение

Компрессор – машина для сжатия (компримирования) газа и подачи его потребителям по трубопроводным системам.

Выбор типа компрессора для применения в определенном технологическом процессе определяется рядом условий, основные из которых следующие.

1. Требуемая производительность компрессорного агрегата. Известно, что поршневые компрессоры по сравнению с центробежными имеют меньшую производительность и позволяют достигнуть высоких давлений нагнетания.

2. Условия энергоснабжения в районе установки компрессора, в зависимости от которых выбирают тип его привода.

3. Требуемый диапазон регулирования параметров компрессора, определяемый условиями технологического процесса. Более предпочтителен газомоторный привод и менее удобен электропривод.

4. Монтажеспособность, сложность конструкции компрессора, объем вспомогательного хозяйства, параметры надежности и долговечности.

5. Габаритные размеры и масса компрессорного агрегата.

Разнообразие технологических процессов, в которых применяют компрессорные машины, соответственно определяет различие в принципе их действия и конструктивном исполнении.

По принципу действия различают объемные (поршневые, винтовые, пластинчатые) и динамические компрессоры.

По типу привода компрессоры подразделены на газомотокомпрессорные, в которых компрессор выполнен заодно с газовым двигателем, и приводные. Приводом компрессоров в зависимости от требуемой частоты вращения, мощности и диапазона регулирования параметров может быть электродвигатель или турбина.

По развиваемой производительности компрессоры подразделены на малые производительностью до 0, 015м³/с, средние производительностью от 0, 015 до 1, 5м³/с и крупные производительностью свыше 1, 5м³/с.

По развиваемому давлению в зависимости от давления нагнетания компрессоры подразделены на следующие группы: низкого р_н=0, 2-1, 0 МПа; среднего р_н=1, 0-10, 0 МПа; высокого р_н=10, 0-300, 0 МПа.

По характеристике сжимаемого газа компрессоры могут быть воздушными и газовыми (для сжатия всех газов, за исключением кислорода).

По конструктивному исполнению различают компрессоры горизонтальные и вертикальные, угловые (с горизонтальными и вертикальными цилиндрами) и оппозитные (со встречным движением поршней).

Схема изучения материала

№ п/п	Тема занятия	Тип занятия	Вид (форма) занятия	Количество часов
1.	Устройство и принцип действия центробежного компрессора. Основные параметры работы центробежного компрессора. Характеристики центробежных компрессоров. Пересчет безразмерных характеристик в приведенные для центробежных компрессоров. Устройство и принцип действия поршневого компрессора. Характеристики поршневого компрессора.	Изучение нового материала	Лекция
2.	Характеристика сети трубопроводов. Работа центробежных компрессоров на сеть трубопроводов. Регулирование подачи центробежных компрессоров. Помпаж. Защита компрессоров от помпажа. Технические принципы регулирования и управления КС	Изучение нового материала	Лекция
3.	Изучение конструкции ГМК.	Углубление и систематизация учебного материала	Практическое занятие
4.	Изучение конструкции центробежного компрессора.	Углубление и систематизация учебного материала	Практическое занятие
5.	Компрессоры	Предварительный контроль	Практическое занятие

Защита компрессоров от помпажа

Модуль антипомпажного регулирования AS

Функциональная схема

Модуль AS производит постоянное вычисление положения рабочей точки компрессора и расстояния до помпажа S_s.

Предотвращение помпажа компрессора осуществляется поддержанием расхода выше пороговой величины (линии помпажа), являющейся функцией политропического напора, п_ст и геометрии компрессора. Снижение расхода компенсируется рециркуляцией. Для минимизации потерь энергии на рециркуляцию необходимо обеспечить минимально необходимое открытие АПК, что достигается путем установки линии настройки AS (S=1) на min возможное расстояние от линии помпажа. Когда рабочая точка попадает на линию S=1, то ошибка рассогласования dev=0. Если dev < 0, то существует опасность помпажа, и расход следует увеличить. Если dev> 0, то рециркуляцию следует прекратить.

В зависимости от величины возмущения и положения рабочей точки AS использует 3 управляющих алгоритма:

1. Алгоритм регулирования PI (ПН ) вступает в работу при пересечении ли
нии S=1. Он обеспечивает эффективное предотвращение помпажа при достаточно медленном приближении рабочей точки к линии помпажа.

2. Алгоритм ступенчатой рециркуляции (Recycle Trip)RT вступает в работу, когда ПН-алг не успевает быстро отработать нарастающие возмущения. При этом выходной сигнал управления изменяется скачком на величину, которая зависит от отклонения и скорости увеличения отклонения от линии настройки алгоритма ступенчатой рециркуляции (Recycle Trip line), расположенной между линией на стройки модуля AS и линией помпажа.

3. Алгоритм изменения уставок алгаритмов PI и RT (Safety On)вступает в
работу при пересечении постоянно вычисляемой рабочей точкой, заданной помпажной линии, определенной при помпажных тестах или по газодинамической характеристике: при этом алгоритм регулятора увеличивает расчетное значение безопасногоо расстояния до помпажа (отодвигает линию S=1 и RT-line), что вызывает начало открытия АПК на большем расстоянии от границы помпажа (как по PI, так RT - алгоритмам).

При изменении P_s и P_d, когда параметр превышает заданный предел (Р_вх min, р_вых max) AS переключается на предельное регулирование (ограничение) указанных параметров по PID зак. путем воздействия на АПК.

Материалы к лекциям

План лекций

Лекция 1

- Устройство и принцип действия центробежных компрессоров

- Основные параметры работы центробежных компрессоров

- Характеристики центробежных компрессоров

- Пересчет безразмерных характеристик в приведенные для центробежных компрессоров

- Устройство и принцип действия поршневого компрессора

- Характеристики поршневого компрессора

Лекция 2

- Характеристика сети трубопроводов. Работа центробежных компрессоров на сеть трубопроводов

- Регулирование подачи центробежных компрессоров

- Помпаж. Защита компрессоров от помпажа

- Некоторые технологические принципы регулирования и управления КС

Задания для практических занятий

Пример №1

Определить объемную производительность Qв (м³/мин) на входе в компрессорную станцию, если известны коммерческая производительность Qк газопровода 10 млн.м³/сутки, давление и температура газа Pв=3, 5 МПА и Тв=15 ⁰С, а также характеристики перекачиваемого газа (Р_КР=4, 7 МПа, Т_КР=194 К).

Решение:

Коммерческая производительность Qк (расход газа при стандартных условиях)связана с производительностью на входе в компрессорную станцию равенством

или

Коэффициент сжимаемости газа z_в по условиям входа в компрессорную станцию

Следовательно

Пример №2

Давление природного газа (µ=17 кг/кмоль; Р_КР=4, 7 МПа; Т_КР=170 К) на входе в центробежный нагнетатель 280-11 (n₀=5300 об/мин) равно 3, 5 МПа, а температура +10 ⁰С. Определить степень сжатия, которую развивает этот агрегат при частоте вращения рабочего колеса 4800 об/мин и подаче Q_В=200 м³.

Решение:

Параметры перекачиваемого газа равны:

Определяем приведенные параметры режима работы ЦБН:

По характеристике ЦБН 280-11 [2] определяется ε =1, 22

Пример №3

Два одинаковых ЦБН 280-11 (n₀=5300 об/мин), включенные последовательно, перекачивают природный газ (µ=17 кг/кмоль; Р_КР=4, 7 МПа; Т_КР=170 К). В каждом нагнетателе происходит политропическое (m=1, 27)сжатие газа, причем промежуточное охлаждение отсутствует. Определить степень сжатия газа в системе этих ЦБН, если давление и температура на входе в первый нагнетатель равны 3, 5 МПа и +10 ⁰С; числа оборотов их рабочих колес – 4800 и 5300, соответственно, а подача Q_В1 газа при условиях входа в первый из них составляет 200м³/мин. Найти температуру газа на выходе второй ступени сжатия.

Решение:

Параметры перекачиваемого газа равны:

Приведенные параметры первой ступени сжатия:

С помощью характеристик ЦБН 280-11 находим ε =1, 22.

Определить давление Р_В2, температуру Т_В2 и расход Q_В2 на входе во второй нагнетатель:

Параметры сжатия второй ступени

Приведенные параметры второй ступени сжатия:

По характеристикам ЦБН 280-11 ε =1, 28

Степень двухступенчатого сжатия системой ЦБН газа равна

Температура на выходе второй ступени равна:

Пример №4

Давление в начале участка газопровода (L=120 км; D=1200 мм; δ =12 мм; k=0, 03 мм) равно 5, 5МПа, а в его конце – 3, 8 МПа. Определить коммерческий расход газа природного газа (плотность по воздуху Δ равна 0, 59; Р_КР=4, 7 МПа; Т_КР=194 К), перекачиваемого в изотермическом режиме при температуре 10 ⁰С.

Решение:

Коммерческий расход определяется по формуле:

Коэффициент гидравлического сопротивления:

Коэффициент сжимаемости рассчитывается по среднему давлению:

Получаем

Задачи.

1. Определить объемную производительность Qв (м³/мин) на входе в компрессорную станцию, если известны коммерческая производительность Qк газопровода 8 млн.м³/сутки, давление и температура газа Pв=3, 5 МПА и Тв=10 ⁰С, а также характеристики перекачиваемого газа (Р_КР=4, 7 МПа, Т_КР=194 К).

2. Определить плотность газа (µ=17, 36 кг/кмоль; Р_КР=4, 6 МПа; Т_КР=190 К), поступающего во всасывающий коллектор компрессорной станции, если известны давление 4, 0 МПа в нем и температура 15 ⁰С.

3. Давление природного газа (µ=17, 36 кг/кмоль; Р_КР=4, 6 МПа; Т_КР=190 К) на входе в центробежный нагнетатель 280-11 (n₀=5300 об/мин) равно 3, 4 МПа, а температура +15 ⁰С. Определить степень сжатия, которую развивает этот агрегат при частоте вращения рабочего колеса 5000 об/мин и подаче Q_В=250 м³.

4. Два центробежных нагнетателя ЦБН 370-14-1 (n₀=5300 об/мин) включены последовательно для перекачки Q_В1=360 м³/мин природного газа (плотность по воздуху Δ равна 0, 59; Р_КР=4, 6 МПа; Т_КР=200 К). При этом число оборотов ротора первого нагнетателя n₁ равно номинальному – 5300 об/мин, а частота вращения n₂ второго должна быть подобрана так, чтобы общая степень сжатия Р_Н2/Р_Н1 системы нагнетателей равнялась бы 1, 6. Определить число оборотов второго ЦБН и суммарную мощность системы нагнетателей, если давление и температура на входе составляют Р_В1=3, 2 МПа, Т_В1=15 ⁰С; сжатие в нагнетателях политропическое – (k=1, 25); промежуточным охлаждением и потерями в соединительных устройствах пренебречь.

5. Два центробежных нагнетателя ЦБН 370-14-1 (n₀=5300 об/мин) включены параллельно и перекачивают природный газ (плотность по воздуху Δ равна 0, 59; Р_КР=4, 6 МПа; Т_КР=200 К)с суммарным расходом Q_В=700 м³/мин, рассчитанным по условиям входа Р_В=3, 5 МПа, Т_В=10 ⁰С. Однако числа оборотов нагнетателей различны: у первого 4940 об/мин, а у второго – 5200 об/мин. Определить степень сжатия газа в ЦБН, а также выяснить в каком нагнетателе расход будет больше и насколько.

6. Определить среднее давление на участке газопровода при стационарном изотермическом режиме перекачки, если давление в начале участка равно 5, 2 МПа, а в его конце – 3, 5 МПа.

7. Природный газ ( Δ = 0, 59; Р_КР=4, 7 МПа; Т_КР=194 К) перекачивают по участку газопровода (L=100 км; D=1020 мм; δ =10 мм; k=0, 05 мм) в изотермическом режиме (Т=10 ⁰С) с коммерческим расходом 30 млн. ст. м³/сутки. Какое давление нужно поддерживать в начале участка газопровода, чтобы давление в его конце было не ниже 3, 2 МПа?

Модуль 9

«КОМПРЕССОРЫ»

Введение

2. Условия энергоснабжения в районе установки компрессора, в зависимости от которых выбирают тип его привода.

5. Габаритные размеры и масса компрессорного агрегата.

По принципу действия различают объемные (поршневые, винтовые, пластинчатые) и динамические компрессоры.

Схема изучения материала

№ п/п	Тема занятия	Тип занятия	Вид (форма) занятия	Количество часов
1.	Устройство и принцип действия центробежного компрессора. Основные параметры работы центробежного компрессора. Характеристики центробежных компрессоров. Пересчет безразмерных характеристик в приведенные для центробежных компрессоров. Устройство и принцип действия поршневого компрессора. Характеристики поршневого компрессора.	Изучение нового материала	Лекция
2.	Характеристика сети трубопроводов. Работа центробежных компрессоров на сеть трубопроводов. Регулирование подачи центробежных компрессоров. Помпаж. Защита компрессоров от помпажа. Технические принципы регулирования и управления КС	Изучение нового материала	Лекция
3.	Изучение конструкции ГМК.	Углубление и систематизация учебного материала	Практическое занятие
4.	Изучение конструкции центробежного компрессора.	Углубление и систематизация учебного материала	Практическое занятие
5.	Компрессоры	Предварительный контроль	Практическое занятие

Основы научно-теоретических знаний по модулю «Компрессоры»

2.1. Устройство и принцип действия центробежных компрессоров

Для компримирования природного газа на КС применяют центробежные компрессоры, имеющие одну или несколько ступеней сжатия. Компрессоры, имеющие более одной ступени сжатия, называются полнонапорными.

Рис. 9.1. Продольный разрез ступени центробежного компрессора:

а – начальная (промежуточная) ступень; б – концевая ступень; 1 – рабочее колесо; 2 – входное устройство; 3- лопатка рабочего колеса; 4 – покрывной диск рабочего колесо; 5 – основной диск рабочего колеса; 6 – лопаточный диффузор; 7 – обратный направляющий аппарат; 8 – сборная камера (улитка).

На рис. 9.1. приведена схема ступени центробежного компрессора, принцип работы которой заключается в следующем. Основным элементом компрессора является рабочее колесо, в котором потоку газа передается энергия приводного двигателя. Газ, пройдя входное устройство 2, поступает в каналы рабочего колеса 1, образованные лопатками 3 и стенками основного 5 и покрывающего 4 дисков. При вращении колес газ, находящийся между лопатками, вовлекается во вращение относительно оси колеса и под действием центробежных сил движется к его периферии. При этом происходит его частичное сжатие и увлечение кинетической энергии. После рабочего колеса газ поступает в диффузор 6, где за счет снижения скорости газа происходит преобразование кинетической энергии в потенциальную и дальнейшее повышение давления.

Определяющим геометрическим параметром рабочих колес является выходной угол β ₂ (рис. 9.3), в зависимости от величины которого они классифицируются на следующие типы:

- Насосный. β ₂=15÷ 30⁰;

- Компрессорный. β ₂=35÷ 55⁰;

- Колеса радиальными лопатками. β ₂=90⁰.

Наиболее употребительными являются колеса с лопатками компрессорного типа. Эффективность рабочего колеса зависит от угла β ₂ и степени реактивности (отношения статического напора к полному) и ряда других параметров. Оптимальное втулочное отношение D₁/D₂ выбирается в пределах значений 0, 45÷ 0, 57. увеличение отношения сокращает длину каналов в колесе и уменьшает потери на трение, но увеличивает потери от диффузорности. Оптимальное количество лопаток зависит в первую очередь от величины угла β ₂, и отношения D₁/D₂.

С уменьшением угла β ₂ оптимальное количество лопаток снижается, с возрастанием D₁/D₂ число лопаток возрастает. При снижении количество лопаток, уменьшаются потери на трение, увеличивается степень диффузорности лопаточного канала, но при этом уменьшается напор рабочего колеса и наоборот. Лопатки с углом β ₂=90⁰ применяются редко, так как при этом трудно обеспечить необходимую экономичность компрессора.

При рассмотрении многоступенчатых компрессоров необходимо различать промежуточную и концевую ступени. (рис. 9.1). Промежуточная ступень состоит из рабочего колеса, диффузора и обратного направляющего аппарата, концевая ступень вместо этого аппарата имеет сборную камеру или улитку. Диффузор вместе со камерой называют выходным устройством. Часто рабочее колесо вместе с диффузором называют двухзвенной ступенью, а с добавлением обратного направляющего аппарата или сборной камеры – трехзвенной. Обратный направляющий аппарат называют диафрагмой.

Входные устройства конструируются таким образом, чтобы направить поток газа к рабочему колесу с минимальными гидравлическими потерями и максимальной равномерностью по величине и направлению скорости, потому что нарушение этих ведет к падению напора и КПД, а при работе с малыми расходами приближает границу помпажа. Конструктивно этим условиям удовлетворяет осевой входной парубок, представляющий собой конфузор круглого поперечного сечения. Одновременно конфузор может служить элементом устройства для измерения расхода газа через компрессор.

Для уменьшения силового воздействия от трубопроводов обвязки КС на корпус компрессора подводящие и отводящие патрубки располагаются сбоку или соосно. Боковой подводящий патрубок требует организации перед рабочим колесом всасывающей камеры.

Вход в рабочее колесо бывает осевым и кольцевым. Осевой вход характерен для одноступенчатых компрессоров с консольным расположением рабочего колеса и позволяет получить высокую равномерность потока по радиусу. Кольцевой вход выполняется в межопорных роторах, иногда при этом используется входной направляющий аппарат.

Во входных устройствах могут применяться входные направляющие аппараты (ВНА), которые бывают сменными и регулируемыми. Задачей ВНА является изменение напора, создаваемого рабочим колесом, за счет прокрутки потока в направлении вращения колеса или против него (изменение составляющей скорости С₁_U). Закрутка потока по направлению вращения рабочего колеса позволяет обеспечить режимы частичных нагрузок в электроприводных ГПА и одновальных ГТУ ПА. В ГТУ со свободной силовой турбиной ВНА в компрессорах не применяются.

Наиболее важной частью выходного устройства, в которой кинематическая энергия потока после рабочего колеса преобразуется в потенциальную, является диффузор (рис. 9.2).

Наиболее простым являются безлопаточные диффузоры, характеризующиеся широкой зоной устойчивой работы и минимальных потерь, нечувствительностью к загрязненной среде, минимальным обратным воздействием на рабочее колесо. Недостатком безлопаточного диффузора является то, что при параллельных стенках необходимо иметь отношение D₄/D₂=2 для снижения абсолютной скорости потока, что ведет к увеличению радиальных размеров компрессора. При =13÷ 20° и C₂_r/U₂ =0, 20÷ 0, 25 применяются лопаточные диффузоры. В газовых компрессорах преимущественно используют лопаточные диффузоры с однорядной решеткой, размещая их после небольшого участка безлопаточного диффузора с параллельными стенками. Это необходимо для снижения динамического воздействия лопаточного диффузора на рабочее колесо. Наиболее распространенными соотношениями являются D₃/D₂=1, 10÷ 1, 15 и D₄/D₂=1, 45÷ 1, 55.

Характеристики лопаточного диффузора и рабочего колеса должны быть согласованы между собой для обеспечения минимума потерь и обеспечения одинаковой границы срыва потока с них приблизительно при одном и том же режиме.

Рис. 9.2. Поперечный разрез рабочего колеса центробежного компрессора А-А (рис. 9.1)

Лопаточный диффузор обеспечивает более высокие показатели КПД и напора, чем безлопаточный диффузор, но в более узком диапазоне рабочих режимов. В одноступенчатых компрессорах предпочтителен безлопаточный диффузор, однако в двухступенчатых компрессорах безлопаточный диффузор предопределяет повышенные потери в обратном направляющем аппарате в зоне нерасчетных режимов.

Обратные направляющие аппараты применяются только в двух- и многоступенчатых компрессорах, их назначением является подача предварительно закрученного потока газа с периферийной части предыдущей ступени к входу в рабочее колесо следующей ступени с минимальными потерями и максимальной равномерностью.

В одноступенчатых компрессорах и последних ступенях многоступенчатых компрессоров за диффузором располагается сборная камера, которая выполнятся или в виде улитки (с переменной площадью поперечного сечения) или в виде кольцевой камеры постоянного сечения. Сборная камера соединяется с напорным патрубком компрессора с помощью выходного диффузора. Суммарные потери энергии в сборной камере и выходном диффузоре при безлопаточном диффузоре составляют 5-7%. Лопаточный диффузор обеспечивает несколько меньший уровень потерь в сборных камерах.

Рис. 9.3 Планы скоростей на входе и выходе рабочего колеса компрессора

Важнейшие свойства центробежных колес можно установить, пользуясь планами скоростей на входе и выходе колеса (рис. 9.З). Объемную производительность Q, отнесенную к условиям всасывания в рабочее колесо, можно определить по следующему уравнению:

, (9.1)

где U₂ – круговая скорость, , м/с;

k_r₂ – поправка на сжимаемость газа, ;

φ _r₂ – коэффициент расхода, ;

D₂ – наружный диаметр рабочего колеса, м;

b₂ – ширина лопаток и канала на выходе рабочего колеса в меридиональной плоскости, м;

τ ₂ – коэффициент уменьшения площади на выходе из колеса за счет толщины лопаток;

ρ ₁, ρ ₂ – удельный вес газа соответственно на входе и выходе из рабочего колеса;

n – частота вращения колеса, об/мин.

Важнейшей характеристикой рабочего колеса является развиваемый им напор. Напор– это количество энергии, затрачиваемое приводом компрессора и отнесенное к 1кг перекачиваемого газа или жидкости. Для колеса с бесконечным числом лопаток с бесконечно малой толщиной теоретический напор определяется уравнением Эйлера:

, кДж/кг (9.2)

Для компрессоров без закручивания потока на входе в колесо (при осевом подводе газа и отсутствии специальных направляющих аппаратов), когда можно принять угол абсолютной скорости потока газа на входе в колесо , т.е. С₁_U=0. При этом уравнение Эйлера примет вид:

(9.3)

где φ _U₂ – коэффициент напора, .

Нетрудно найти зависимость теоретического напора от объемной производительности, используя зависимости (9.1) и (9.3), а также исходя из треугольника скоростей на выходе колеса значение проекции абсолютной скорости на направление окружной:

подставляя которое в выражение (9.3), получим зависимость:

(9.4)

Определяя из выражения (9.1) значение С₂_r и подставляя его в уравнение (9.4), получим окончательно:

, кДж/кг (9.5)

где=const, зависящая от геометрии компрессора.

Если принять постоянной частоту вращения, то зависимость (9.5) будет представлять собой уравнение прямой, угол наклона которой будет зависеть от значения угла , что можно изобразить графически.

Рис. 9.4. Зависимость напора компрессора от угла закрутки рабочего колеса

Из полученного графика (рис.9.4) видно, что для мощных компрессоров, которые применяются на КС, подходящими являются колеса с загнутыми назад лопатками, так в этом случае мощность, потребляемая компрессором, удачно согласуется с мощностью применяемого привода (в частности, ГТУ).

12 3 4 5 6 7 8 Следующая ⇒