Дросселирования в клапане можно избежать, если для принудительного полного открытия клапана на установленной части хода поршня пользоваться механическим приводом, связанным с положением коленчатого вала компрессора. Однако такое регулирующее устройство оказывается существенно сложнее и поэтому широкого применения не получило.

1.1.8 Периодическое присоединение дополнительного мертвого пространства постоянного на части ходов поршня

Если возникающие при этом способе колебания контролируемого давления превышают пределы, допускаемые требованиями обслуживаемого технологического процесса, производительность компрессора изменяется ступенями периодическим подключением ДМП постоянного объема на части ходов поршня.

На рис. VI.4, а показан характер изменения индикаторной диаграммы одноступенчатого компрессора после подключения ДМП. При описываемом способе изменения производительности работа, затрачиваемая на сжатие газа в объеме мертвого пространства, при его расширении возвращается на вал компрессора. Потери во всасывающем и нагнетательном клапанах несколько снизятся, поскольку количество протекающего через них газа уменьшится и, следовательно, величина относительной потери давления станет меньше.

Снижение экономичности сжатия газа в этом случае является результатом того, что при неизменных затратах энергии на преодоление трения в механизме движения возникают дополнительные потери при протекании газа через клапаны, подсоединяющие ДМП, вследствие чего увеличиваются удельные затраты энергии на сжатие газа. Недостаток этого способа состоит в необходимости усложнения конструкции компрессора для размещения в отливках крышек или цилиндра дополнительных полостей.

1.1.9 Механический отжим пластин клапанов компрессора, обеспечивающий открытие клапана на части хода или части ходов сжатия

Если принудительно открыть всасывающие или нагнетательные клапаны ступени компрессора, то ее производительность станет равной нулю. Чередуя работу машины в режимах номинальной нагрузки и разгрузки, можно осуществить двухпозиционное регулирование. На рис. VI.7, а показана конструкция устройства для отжима всасывающих клапанов на всем ходе сжатия.

При поступлении сжатого воздуха oт управляющего устройства или pрегулятора через штуцер 6 в полость над поршнем 5 создается усилие, передаваемое штоком 4 на пружину 1, под действием усилия которой перемещается траверса 1 с пальцами, отжимающими пластины всасывающего клапана.

При сбрасывании давления сжатого воздуха из полости над поршнем усилием возвратной пружины 7 подвижная система возвращается в исходное состояние.

Индикаторная диаграмма при отжиме пластин клапана в открытое состояние изображена на рис. VI.7, б. Кривая 1 соответствует отжатию пластин всасывающего клапана, а кривая 1 - нагнетательного клапана. Площади диаграммы, замыкаемые кривыми 1 и 1, характеризуют потерю энергии на преодоление депрессии в отжатых клапанах при ходе всасывания и сжатия. Штриховой линией на этом рисунке нанесены также индикаторная диаграмма компрессора при нормальной его работе.

Способ изменения производительности компрессора отжимом клапанов на части хода сжатия, называемый иногда динамическим отжимом пластин клапана, состоит в следующем. Потеря давления в искусственно открытом всасывающем клапане, когда через него возвращается газ из цилиндра компрессора, зависит от скорости движения поршня, а также от изменения объема газа и условий истечения его через проходное сечение и щели и седле клапана. Величина потери давления в зависимости от хода поршня изменяется от нуля в начале хода сжатия до максимального значения.

Пропорционально величине потери давления изменяется усилие, действующее на искусственно удерживаемые в открытом состоянии пластины всасывающих клапанов и направленное в сторону закрытия ими проходного сечения в седле клапана. Если удерживать пластины клапана в открытом состоянии с силой, меньшей максимальной, то в течение каждого хода сжатия газ из цилиндра компрессора будет возвращаться на сторону всасывания до тех пор; пока усилие, создаваемое потоком газа, не превысит усилие, которым исполнительное устройство отжимает пластины. Максимум усилия, создаваемого в результате потери давления, достигается в средней части хода сжатия. Практически удается устойчиво снизить производительность полости цилиндра со 100 до 10-15% номинальной, а иногда и ниже.

На рис. VI.7, в изображена индикаторная диаграмма компрессора при изменении производительности отжимом всасывающих клапанов па части хода сжатия.

2. Регулирование работы центробежных компрессоров

2.1 Введение

Характеристикой компрессора динамического действия называется зависимость его основных рабочих параметров (таких, как отношение давлений , внутренняя мощность Nі, политропный (или изоэнтропный) КПД  (или ), коэффициенты эффективной работы , теоретической работы  или мощности ) от параметра, характеризующего производительность компрессора при различных фиксированных значениях безразмерной окружной скорости.

Универсальная характеристика двухступенчатого центробежного компрессора в координатах , ,  представляет собой семейство индивидуальных характеристик, каждая из которых получена при  (Рис.6.14, а). Индивидуальные характеристики получают при испытаниях компрессора на специальных стендах, изменяя производительность дросселированием на нагнетании с помощью специальной заслонки или вентиля. При максимальной производительности из-за больших потерь в проточной части значения отношений давлений и КПД невелики. С уменьшением производительности потери в проточной части снижаются. При этом  и КПД возрастают. Оптимальному режиму работы соответствуют наименьшие потери и максимальное значение КПД. Дальнейшее уменьшение производительности сопровождается снижением КПД. При минимальной или критической производительности наступает помпаж компрессора. Помпаж - это автоколебательный процесс в системе "компрессор-сеть", при котором давление нагнетания периодически резко снижается, а направление движения газа изменяется на обратное. При этом обычно слышны характерные "хлопки". Положение критической точки Б начала помпажа зависит не только от компрессора, но и от свойств сети: ее объема и частоты собственных колебаний находящегося в ней газа. Помпажу обычно предшествует вращающийся срыв в колесе или диффузоре. Работа компрессора в режиме помпажа недопустима, так как она сопровождается колебаниями ротора и может привести к аварии.

На поле кривых  наносятся линии постоянного КПД, наглядно показывающие область оптимальной работы компрессора, в которой лежит точка А, соответствующая расчетному режиму работы. Характеристики отдельных ступеней часто строятся в координатах  (Рис.6.14, б) и представляют собой экспериментальную основу при проектировании. Энергетические показатели центробежного компрессора в эксплуатации определяются как его характеристикой, так и сетью, на которую она работает. Для компрессора паровой холодильной машины, например, сетью является система теплообменных аппаратов: испаритель, конденсатор и соединительные трубопроводы. Допустим, что при расчетном режиме совместная работа компрессора и сети определяется точкой А. Рассмотрим изменение режима работы, при котором холодопроизводительность уменьшается, а средние температуры источников остался неизменными (Рис.6.14, в). Перепады температур  и  уменьшением Q0 (и массового расхода G) также будут уменьшаться.

Это приведет к снижению давления конденсации и увеличению давления кипения. Отношение давлений  должно уменьшаться (кривая 1 на Рис.6.14, а). В нерегулируемом же компрессоре с уменьшением производительности в соответствии с характеристикой (Ми=1,1)  будет возрастать. Поэтому для обеспечения нормальной работы холодильных машин применяют различные способы регулирования центробежных компрессоров. Эти же методы регулирования работы турбомашин применяются и в других установках. Рассмотрим их.

2.2 Регулирование перепуском или байпасированием

Регулирование перепуском или байпассированием, при котором сжатый газ со стороны нагнетания пере пускается через дроссельное устройство на сторону всасывания. Энергетически это самый неэффективный из методов регулирования, однако он очень просто осуществляется и обладает неограниченной глубиной регулирования. Поэтому его, к сожалению, часто применяют в процессе эксплуатации.

2.2.1 Регулирование дросселированием на нагнетании

Регулирование дросселированием на нагнетании достигается за счет установки дроссельного устройства на нагнетательной линии. С его помощью можно уменьшить производительность только до точки Б, в которой наступает помпаж компрессора. Этот метод также энергетически невыгоден.

2.2.2 Регулирование изменением частоты вращения

Регулирование изменением частоты вращения (Рис.6.15, а) позволяет работать при достаточно высоких значениях КПД, но его возможности для характеристики сети 1 также невелики, так как производительность может быть уменьшена только до точки В.

2.2.3 Регулирование дросселированием на всасывании

Регулирование дросселированием на всасывании (Рис.6.15, б) осуществляется с помощью дроссельного устройства, располагаемого перед входом в компрессор. По мере прикрытия дросселя характеристики компрессора сдвигаются в сторону меньших расходов с одновременным уменьшением отношения давлений и КПД. Таким способом можно уменьшить производительность до точки Г. Энергетическая эффективность дросселирования на всасывании выше, чем дросселирования на нагнетании, но уступает регулированию изменением частоты вращения.

2.2.4 Регулирование закруткой потока при входе в колесо

Регулирование закруткой потока при входе в колесо с помощью входного регулирующего аппарата (ВРА) получило широкое распространение в центробежных компрессорах (Рис.6.16). Закрутка потока по вращению колеса на угол  вызывает появление положительной проекции скорости c1 на окружное направление с1u >0 и значит  (Рис.6.17). При этом в соответствии с уравнениями, определяющими коэффициент мощности , внутреннюю удельную работу ступени  и теоретическую (Эйлерову) работу  коэффициент мощности , теоретическая  и внутренняя  удельные работы будут уменьшаться. Вследствие этого уменьшится и отношение давлений в ступени. Это особенно заметно при высокой производительности (Рис.6.17, а), когда  достигает наибольших значений.

По мере снижения производительности (Рис.6.17, б) величина проекции  становится меньше, поэтому параметры ,  и  приближаются к своим значениям при отсутствии закрутки потока, когда. Вследствие этого характеристики ступени смещаются в сторону меньших значений производительности (см. Рис.6.16). Относительная скорость , а значит и потери в колесе при положительной закрутке потока уменьшаются, поэтому при малых  КПД ступени может даже несколько увеличиваться по сравнению с КПД при . При больших  из-за потерь в ВРА КПД ступени уменьшается.

Закрутка потока против вращения на угол  вызывает появление отрицательных  и . Вследствие этого ,  и  увеличиваются. Так как при этом относительная скорость  тоже увеличивается (Рис.6.17, а), а с нею возрастают и потери в колесе, то КПД ступени снижается. Регулирование с помощью ВРА позволяет уменьшить производительность компрессора до точки Д (рис 6.14, а), что соответствует уменьшению производительности до 40-45% от номинальной. Важно отметить, что при регулировании с помощью ВРА отношение давлений с уменьшением производительности также уменьшается (см. Рис.6.16), поэтому этот способ благоприятен для характеристики сети 1. Нужно заметить, что ВРА устанавливаются почти на все отечественные холодильные центробежные компрессоры.

2.2.5 Регулирование поворотом лопаток диффузора

Регулирование поворотом лопаток диффузора позволяет уменьшить производительность ступеней до 5-10% от номинальной. На Рис.6.18 представлены характеристики центробежной ступени при углах установки лопаток диффузора , причем в принципе возможно дальнейшее уменьшение  до . Максимальный КПД ступени при уменьшении снижается в основном за счет увеличения потерь в колесе при его работе с большими углами натекания на лопатки. При очень малых углах  () потери в лопаточном диффузоре также несколько возрастают. Отношение давлений в ступени при регулировании поворотом лопаток диффузора зависит от величины лопаточного угла. При =15...45° с уменьшением  отношение давлений возрастает. Это объясняется тем, что коэффициент теоретической работы  таких колес увеличивается с уменьшением коэффициента расхода  (Рис.6.9). При =60° отношение давлений примерно постоянно, так как небольшой для такого  рост  с уменьшением расхода компенсируется увеличением потерь в колесе и диффузоре при малых . При =90° по той же причине отношение давлений падает при уменьшении . При работе на сеть с характеристикой 1, вдоль которой  с уменьшением производительности снижается, КПД ступени с колесом =45° (Рис.6.18) будет близок к максимальному только при больших  (=14...10°). С уменьшением  КПД в точке совместной работы ступени и сети будет ниже максимального. Из сопоставления характеристик, приведенных на Рис.6.16 и 6.18, видно, что вследствие этого КПД ступени с БЛД, регулируемой поворотом лопаток ВРА, и той же ступени, регулируемой поворотом лопаток диффузора, при работе на сеть с характеристикой 1 будет примерно одинаковым, несмотря на то, что максимальные КПД у ступени с ЛД на 1-4% выше, чем у ступени с БЛД. Это показывает, что сравнение эффективности различных способов регулирования производительности возможно только при совместном рассмотрении характеристик компрессора и сети, на которую он работает.

2.2.6 Комбинированное регулирование производительности

Комбинированное регулирование производительности позволяет получить наилучшие показатели компрессора при работе на сеть с заданной характеристикой. Так, если одновременно с уменьшением угла  (Рис.6.18) снижать частоту вращения ротора, то можно обеспечить работу ступени на сеть 1 с максимальным КПД. Необходимое для этого уменьшение частоты вращения находится в пределах 5-10% от номинальной. При малых  максимальный КПД ступени может быть дополнительно увеличен, если с помощью ВРА закрутить поток в направлении вращения колеса. При этом возрастает угол  на входе в колесо (см. Рис.6.17), уменьшается угол нагнетания на лопатки  и, следовательно, потери в колесе. Такое комбинированное регулирование позволяет получить более высокие значения КПД (на 5-10%) при наибольшей глубине изменения производительности и является перспективным для центробежных компрессоров.

При эксплуатации холодильных машин часто возникают колебания температуры окружающей среды, например сезонные, и связанные с ней температуры и давления конденсации. Если при этом необходимо поддерживать постоянными температуру кипения и холодопроизводительность, то с уменьшением давления конденсации отношение давлений  и массовая производительность G будут уменьшаться, так как удельная холодопроизводительность будет возрастать (см. Рис.6.14, в, где ). В результате характеристика сети представится линией 1 (см. Рис.6.14, а-6.16, 6.18).

Как видно из рассмотренных примеров, область, в которой могут лежать характеристики сети холодильных машин, при одновременном изменении холодопроизводительности и температуры конденсации располагается левее линии 1 (см. Рис.6.14, а) и весьма обширна. Поэтому применение наиболее эффективных способов регулирования приобретает особое значение, так как позволит значительно повысить КПД компрессора при его работе на сеть.

3. Регулирование силовых установок

3.1 Регулирование газотурбинных установок (ГТУ)

Простейшая схема одновальной газовой турбины постоянного горения изображена на фиг.160. Воздух при температуре Т1 и давлении р1 поступает в компрессор 1, в котором он сжимается до некоторого давления р4, и температура его при этом возрастает до T4. Из компрессора воздух поступает в камеру сгорания 1, где его температура повышается за счет сжигания топлива, поступающего через форсунку 4. Продукты сгорания при достаточно высоком давлении и при высокой температуре подводятся к турбине 1, в которой совершается расширение газа до давления р1 и температуры T1. В лопаточном аппарате турбины потенциальная энергия газа преобразуется в кинетическую энергию, которая частично используется в виде механической работы, совершаемой посредством рабочих колес и вала.

Температура газа перед турбиной ограничивается из соображений прочности ее деталей и обычно выбирается значительно ниже той, которая получается в камере сгорания при небольших избытках воздуха, требуемых для полного сгорания топлива. В камере сгорания газотурбинных установок для поддержания надлежащей температуры газа перед турбиной подмешивается дополнительное количество воздуха с целью охлаждения газа; по этой причине для ГТУ характерен большой избыток воздуха.

Страницы: 1, 2, 3