Нагрузочная характеристика поршневого компрессора

Размещено на http://www.allbest.ru/

УДК 621.512

Кременчугский государственный политехнический университет

Институт электромеханики, энергосбережения и компьютерных технологий

Нагрузочная характеристика поршневого компрессора

Перекрест А.Л., Яценко А.Н.

Компрессорные агрегаты широко применяются в химическом производстве, при добыче и транспортировке нефти, природного газа, в транспорте, в холодильной технике и т.д. [2, 3].

Существуют различные конструктивные решения компрессоров, которые имеют свои особенности. Компрессоры по способу их действия принято разделять на объемные (поршневые и роторные), лопастные (центробежные и осевые) и струйные [2].

Поршневые компрессоры являются наиболее многочисленными и распространенными вследствие своих достоинств: высокий КПД при малых и средних производительностях, возможность развивать высокие давления, аккумулирование энергии сжатого газа и др.

Поскольку потребители сжатого газа в большинстве случаев имеют изменяющийся во времени характер, то возникает необходимость регулировать производительность компрессорной установки.

Производительность компрессора можно изменять, воздействуя на:

- элементы газового тракта;

- электродвигатель или узел соединения его с компрессором;

- клапаны всасывающие или нагнетательные;

- соотношение между объемом полости сжатия и объемом, описываемым поршнем компрессора;

- элементы механизма движения, а также различными сочетаниями указанных воздействий.

Рассмотрим некоторые способы регулирования производительности.

Способ байпасирования газа с нагнетания на всасывание не требует особых изменений в конструкции компрессора, прост в изготовлении и эксплуатации, позволяет плавно изменять производительность в широких пределах, но увеличивает затраты удельной работы на производство сжатого воздуха. Использовать байпасирование следует главным образом для снижения момента сопротивления компрессора при пуске.

Дроссельный перепуск газа после первой ступени в линию всасывания компрессора уменьшает затраты удельной работы по сравнению с байпасированием; прост в изготовлении и эксплуатации, но из-за повышения отношения давлений в последней ступени компрессора и возможности возникновения опасных температур газа ограничен по значениям допустимого диапазона регулирования производительности.

Изменение производительности компрессора временным переводом его работы на холостой ход отжимом пластин клапанов линии всасывания или перепуском газа из цилиндра в полость всасывания с помощью специальных клапанов может быть использовано в системах с ограниченным диапазоном изменения давления. Однако перевод компрессора на холостой ход не исключает потребление энергии двигателем при нулевой производительности компрессора.

Регулирование давления в сети путём присоединения полостей дополнительных мёртвых пространств не очень усложняет конструкцию машины, более экономично, чем при других способах, и достаточно точно поддерживает давление.

Уменьшение производительности компрессора путем дросселирования всасываемого газа простое в изготовлении, допускает плавное изменение производительности, но увеличивает удельные затраты работы. Степень уменьшения производительности ограничивается повышением отношения давлений в последней ступени компрессора. Применять такой способ следует только при небольших диапазонах регулирования производительности.

Плавное изменение скорости привода прямо пропорционально изменяет производительность компрессорной установки. Данный способ наиболее экономичен.

При периодическом запуске/остановке привода необходимой производительности добиваются путем выбора соотношения времени работы/остановки двигателя. Данный способ является довольно экономичным, но имеет ряд недостатков: броски тока при пуске ЭД, что сокращает ресурс двигателя, перепады давления при регулировании при больших временах включено/выключено. Данный способ применяется для АД с короткозамкнутым ротором до 100 кВт, и для АД с фазным ротором до 250 кВт. байпасирование нагнетание компрессор холостой

Ступенчатое изменение скорости привода позволяет менять производительность ступенчато на 50%, 33% и т.д. Недостатками данного способа является применение многоскоростных АД и более низкий КПД при номинальной нагрузке.

При регулировании производительности компрессора способом, в котором изменяют частоту вращения, необходимо учитывать изменение момента сопротивления, создаваемого компрессором, при изменении частоты вращения вала компрессора.

Цель работы. Обобщение данных и разработка математического аппарата для определения момента сопротивления поршневого компрессора при изменении частоты вращения.

Материал и результаты исследования. Для определения момента, создаваемого компрессором, необходимо учитывать геометрические параметры поршневой машины, зависимость момента от угла поворота вала при единичных радиусе и давлении на поршень, а также изменение давления в полости сжатия [2].

Определение момента выполняется в следующем порядке:

1. Определение момента, создаваемого одним поршнем на валу компрессора за один оборот вала при единичных радиусе кривошипа и усилии на поршень.

2. Определение положения поршня в цилиндре при различных значениях угла поворота вала.

3. Определение теоретической индикаторной диаграммы при заданных параметрах, с использованием данных, полученных в п. 2.

4. Определение момента на валу кривошипа, создаваемого одним поршнем с использованием данных п. 1 и п. 2.

5. Определение момента на валу кривошипа для компрессора.

6. Определение момента на валу компрессора с учетом маховых масс при различных частотах вращения вала компрессора.

Так, при усилии на поршень в 1Н и радиусе кривошипа в 1 м компрессор будет создавать момент:

, (1)

где w--t - угол поворота кривошипного механизма, рад/с; ? - угол между шатуном и осью движения компрессора.

Общий вид единичного момента сопротивления для одноцилиндрового компрессора приведен на рис. 1.

Рисунок 1 - Зависимость единичного момента от угла поворота вала кривошипа

Для реальной поршневой машины в моменте сопротивления необходимо учитывать создаваемое давление:

,(2)

где P - давление в цилиндре из индикаторной диаграммы; r - радиус кривошипа; D - диаметр цилиндра компрессора.

Давление в цилиндре определяется по теоретической индикаторной диаграмме.

Индикаторные диаграммы применяются для описания процессов, происходящих в цилиндре за один оборот вала.

Построение теоретической индикаторной диаграммы производится с некоторыми допущениями: сжимаемый газ - идеальный газ, отсутствуют сопротивления движению газа, отсутствуют утечки.

При построении диаграммы необходимо знать, как изменяется объем в цилиндре при изменении положения вала компрессора. Так как объем зависит только от положения поршня в цилиндре, то достаточно определить положение поршня при различных углах положения вала.

Положение поршня относительно нижней мертвой точки:

, (3)

где r - радиус кривошипа, м;

l--= r/l-- - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; l - длина шатуна, м.

Положения поршня относительно нижней мертвой точки при повороте вала компрессора приведена на рис. 2.

Рисунок 2 - Положение поршня относительно НМТ в зависимости от угла поворота вала

Определение индикаторной диаграммы выполнено для компрессора СО-7А при избыточном давлении нагнетания 0,2 МПа.

Кривая сжатия газа 1-2 определяется на базе уравнения политропы:

, (4)

где k - показатель политропы, для воздуха k=1,4; p - давление, Па; V - объем, м³.

Кривая нагнетания 2-3 принимается равной давлению нагнетания. Кривая расширения из мертвого пространства 3-4 определяется аналогично кривой 1-2. Кривая всасывания 4-1 принимается равной давлению всасывания.

Индикаторная диаграмма приведена на рис. 3.

Рисунок 3 - Теоретическая индикаторная диаграмма компрессора СО-7А при избыточном давлении нагнетания 0.2 Мпа

На основе данных, полученных выше, определяется момент на валу компрессора по формуле 2. Результат приведен на рис. 4.

Рисунок 4 - Момент, создаваемый на валу кривошипа одним поршнем

Зависимость момента от угла поворота вала с учетом того, что компрессор СО-7А является двухцилиндровым, приведена на рис. 5, кривая 1.

Для сглаживания пульсаций момента создаваемого компрессором, и как следствие уменьшение пульсаций тока в цепи привода, применяются маховики.

При увеличении частоты вращения пульсации момента уменьшаются (рис. 5, кривая 3), а при уменьшении - увеличиваются (рис. 5, кривая 2).

Зависимость момента от частоты вращения согласно [1]:

,(5)

где М_ср - средний момент за время одного оборота из графика нагрузочного момента, Нм; J - момент инерции, приведенный к валу двигателя, кг м²; А - амплитуда колебаний момента на валу кривошипа; с - жесткость механической характеристики двигателя, с=М_ном/?_ном.

Зависимость момента от частоты вращения приведена на рис. 6.

Рисунок 5 - Момент, создаваемый на валу кривошипа (кривая 1) и на валу компрессора, с учетом момента инерции при частоте вращения 10 об/мин (кривая 2) и 100 об/мин (кривая 3) в зависимости от угла поворота вала

Рисунок 6 - Зависимость максимального момента на валу компрессора от частоты вращения вала

Анализ полученной экспериментальным путем нагрузочной характеристики двухцилиндрового компрессора [4] показал, что пульсации момента плавно возрастают при уменьшении частоты вращения до 15 рад/с, при дальнейшем уменьшении частоты вращения пульсации резко возрастают. При регулировании изменением частоты вращения привода компрессора необходимо выполнять регулирование в области частот, превышающих критическую 15 рад/с.

Выводы

1. Обобщено математическое описание нагрузочного момента поршневого компрессора, получены выражения для его определения.

2. На базе экспериментального лабораторного комплекса компрессорной установки получено подтверждение известному выражению для определения нагрузочного момента.

3. Разработанный математический аппарат по описанию нагрузочного момента поршневых компрессоров может быть использован для определения рационального закона частотного регулирования в системе электропривода с преобразователем частоты.

Литература

1. Елисеев В. В., Шинянский А. Р. Справочник по автоматизированному электроприводу. М.: Энергоатомиздат, 1983 .- 616 с. с илл.

2. Фотин Б. С., Пирумов И. Б., Прилуцкий И. К., Пластинин П. И. Поршневые компрессоры. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отделение, 1987.- 372 с.

3. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. Теория, конструкция и основы проектирования. М.: Машиностроение, 1969 .- 744 с.

4. Перекрест А.Л., Коренькова Т.В., Лузан П.В., Яценко А.Н. Компьютеризированный лабораторный комплекс компрессорной установки // Вісник Кременчуцького державного політехнічного університету: Зб. Наукових праць КДПУ. - Вип. 3/2004(32). - Кременчук: КДПУ, С. 71-76.

5. Крючков А.Д. Автоматизация поршневых компрессоров. М. - Л.; Машгиз, 1963. 280 с. с илл.

6. Мелькумов Л.Г., Найман А.Е., Травкин Е.К. Автоматизация пневматического хозяйства шахт и рудников. М.; Недра, 1977 .- 271 с.

7. Хаджиков Р.Н. Горная механика. М.; Недра, 1973 .- 424 с.

Стаття надійшла 15.04. 2006р.

Рекомендовано до друку

д.т.н., проф. Родькіним Д.Й.

Размещено на Allbest.ru