Исследования вихревых компрессоров

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

СУМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Отчет по научно-исследовательской работе

"Исследования вихревых компрессоров"

Руководитель НИР,

к.т.н., доцент С.М. Ванеев

Сумы - 2010

РЕФЕРАТ

Объекты исследования - рабочий процесс вихревых компрессоров.

Цель работы - разработка методик расчета и проектирования вихревых компрессоров.

Методы исследования - теоретические методы (термодинамический анализ, математические), физический эксперимент.

Отчет является заключительным по теме и в нем приводятся:

- результаты теоретических и экспериментальных исследований вихревых компрессоров;

- методика проектирования системы наддува торцовых газодинамических уплотнений и продувки магнитных подшипников центробежных компрессоров ГПА, позволяющая решать два типа задач;

- примеры внедрения результатов работы.

Области прменения: для отсоса пыли, агрессивных газов, отходов волокна на ткацких, прядильных, вязальных машинах; на ТЭЦ и химкомбинатах для систем наддува в котлы и печи; в системах вентиляции различных производств; в пневмотранспорте для транспортировки документов, бумаги, гранулированных и других сыпучих материалов; для создания воздушной подушки при транспортировке тяжелых грузов; для наддува двигателей внутреннего сгорания; для аэрации сточных вод в системах водоочистки; в судовых установках; для наддува воздуха в торцовые газодинамические уплотнения и продувки магнитных подшипников центробежных компрессоров и др.

РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС, ВИХРЕВОЙ КОМПРЕССОР, МЕТОДИКА РАСЧЕТА.

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИХРЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

1.1 Разработка методик расчета вихревых компрессоров

1.2 Разработка методики расчета системы наддува воздухом торцовых газодинамических уплотнений и продувки магнитных подшипников центробежных компрессоров ГПА

2. ВНЕДРЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТЫ

ВЫВОДЫ

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

ВВЕДЕНИЕ

Вихревые компрессорные машины (компрессоры, воздуходувки, вакуум-компрессоры, вакуум-насосы) совмещают в себе преимущества машин динамического принципа действия (отсутствие сложных кинематических и трущихся пар, надежность, безопасность, длительный срок службы, «сухая» проточная часть, сравнительно небольшие масса и габариты) и объемных машин (способность развивать большие напоры при малых расходах). Эти машины отличаются простотой конструкции, технологичностью и дешевизной в изготовлении, удобством и минимумом затрат при эксплуатации, стабильностью и устойчивостью характеристик во всем диапазоне изменения режимных параметров (в частности, в них отсутствует явление помпажа, свойственное центробежным компрессорным машинам). Максимум эффективности вихревых компрессорных машин достигается при сравнительно малых оборотах и окружных скоростях, что часто позволяет исполнять их без мультипликаторов.

Вихревые компрессорные машины находят применение в области относительно малых расходов и высоких напоров, где они составляют успешную конкуренцию центробежным компрессорам и объемным компрессорам роторного типа (в частности, водокольцевым, типа Рутс и др.). Коэффициент адиабатного напора вихревых компрессоров на номинальном режиме может быть 2-5 и более, в то время как для центробежной ступени он меньше 1. Таким образом, при прочих равных условиях для получении того же отношения давлений рабочее колесо вихревого компрессора должно иметь окружную скорость в несколько раз меньшую, чем рабочее колесо центробежного компрессора, а при одинаковых скоростях на ободе колеса вихревая ступень может заменить несколько центробежных. Это позволяет во многих случаях при создании вихревых компрессоров даже со сравнительно высоким отношением давлений отказаться от применения повышающей передачи или специальных высокооборотных электродвигателей и использовать электродвигатели промышленной частоты, создавая компрессоры в моноблоке с электродвигателем. В итоге снижаются габариты, вес и стоимость компрессорной установки.

По способу преобразования энергии вихревые машины относятся к машинам динамического принципа действия. Согласно регенеративной гипотезе, которая подтверждается теоретическими и экспериментальными исследованиями, частицы газа в проточной части движутся по спиралеобразным траекториям от входа к выходу машины, многократно взаимодействуя с лопатками рабочего колеса и постепенно получая от него энергию. Это продольно-вихревое течение является базовым при обмене энергией между лопатками колеса и частицами газа в канале корпуса; на его интенсивность большое влияние оказывают тип проточной части и геометрические параметры, характеризующие как ступень в целом (отношение диаметра проточной части к диаметру рабочего колеса, отношение площади входного (выходного) патрубка к площади проточной части и др.), так и отдельные ее элементы (углы установки и наклона, число лопаток рабочего колеса, углы наклона входного и выходного патрубков и др.).

Особенностью рабочего процесса вихревой машины является перенос части рабочего тела через отсекатель с выхода на вход ступени, что приводит (особенно при работе на сжимаемой среде) к дополнительным потерям энергии и экономичности машины вследствие перемешивания и изменения термодинамического состояния потока, поступающего через входной патрубок с потоком, переносимым через отсекатель. Неизбежными являются также потери на организацию и поддержание продольно-вихревого течения в проточной части машины. Кроме этого, по длине проточной части от входа к выходу ступени изменяется плотность газа и происходит перераспределение массы рабочего тела между рабочим каналом и колесом. Во многом из-за этих обстоятельств вихревые машины имеют сравнительно низкий КПД. Однако, говоря об эффективности компрессорных машин вообще и вихревых в частности необходимо учитывать особенности технологических линий, в которых они работают. Например, если газ после компрессора еще дополнительно подогревается, то положительным эффектом с точки зрения преобразования энергии в компрессоре в этом случае может являться не только приращение механической энергии потока, но и приращение теплоты, в том числе и за счет гидравлических и термодинамических потерь. В этом случае целесообразно ввести понятие коэффициента использования энергии, подразумевая под ним отношение энергии (мощности), переданной газу в единицу времени в форме работы и в форме теплоты к мощности, подведенной на вал компрессора. В этом случае потерями энергии будут являться только объемные потери и теплота, отводимая от потока газа к корпусу компрессора. Хотя для оценки совершенства проточной части компрессора нужно применять общепринятые КПД (адиабатный, политропный и др.).

Вихревые компрессоры применяются во многих отраслях народного хозяйства: для отсоса пыли, агрессивных газов, отходов волокна на ткацких, прядильных, вязальных машинах; на ТЭЦ и химкомбинатах для систем наддува в котлы и печи; в системах вентиляции различных производств; в пневмотранспорте для транспортировки документов, бумаги, гранулированных и других сыпучих материалов; для создания воздушной подушки при транспортировке тяжелых грузов; для наддува двигателей внутреннего сгорания; для аэрации сточных вод в системах водоочистки; в судовых установках, для наддува воздуха в торцовые газодинамические уплотнения и продувки магнитных подшипников центробежных компрессоров и др.

Известно довольно много исследований в области вихревых компрессоров в бывшем СССР, СНГ и в дальнем зарубежье [1-11]. Наиболее общим трудом, в котором приводится анализ теоретических гипотез рабочего процесса вихревых компрессорных машин, обобщаются и анализируются результаты известных экспериментальных исследований и дается методика расчета геометрических и режимных параметров одноступенчатого вихревого компрессора на основе регенеративной гипотезы, является литература [10].

Некоторые результаты исследований и разработок изложены в статьях [12-16].

1. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИХРЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

1.1 Разработка методик расчета вихревых компрессоров

Ступень вихревого компрессора (рис. 1.1) состоит из рабочего колеса 1, на котором равномерно по окружности расположены лопатки, всасывающего 3, нагнетательного 2 и рабочего 5 каналов. Всасывающий и нагнетательный каналы разделены специальной перегородкой 4, которая также называется разделителем или отсекателем. На рисунке также указаны:

D₀ - внутренний диаметр канала корпуса;

D₂ - Наружный диаметр рабочего колеса;

h - высота рабочего канала (меридионального сечения проточной части);

l - высота лопаток рабочего колеса;

B₁ - ширина рабочего канала (меридионального сечения проточной части);

b₁ - ширина лопаток рабочего колеса;

д - толщина лопаток рабочего колеса;

S_р - радиальный зазор между рабочим колесом и корпусом;

S_T - торцевой зазор между рабочим колесом и корпусом;

r₁, r₂, r₃ - радиусы меридионального сечения проточной части.



Рисунок 1.1 - Конструктивная схема ступени вихревого компрессора

В первом приближении рабочий процесс в ступени вихревого компрессора можно считать аналогичным процессу в центробежном компрессоре с многократной циркуляцией компримируемой среды через рабочее колесо и неподвижные элементы ступени.

Принцип действия вихревого компрессора заключается в следующем. Рабочая среда через всасывающий патрубок поступает на участок всасывания рабочего канала, а затем в межлопаточные каналы рабочего колеса. Подсос газа в межлопаточные каналы осуществляется преимущественно в осевом направлении. В межлопаточных каналах рабочего колеса происходит преобразование механической энергии двигателя в энергию газового потока. Под действием центробежных сил частицы газа выбрасываются преимущественно в радиальном направлении в рабочий канал компрессора, где происходит дальнейшее преобразование кинетической энергии потока в потенциальную энергию давления.

В рабочем канале тангенциальная скорость движения частиц уменьшается, они начинают отставать от рабочего колеса и через определенный промежуток времени опять снова всасываются в межлопаточные каналы рабочего колеса. Таким образом, частицы рабочей среды движутся от всасывающего патрубка к нагнетательному по сложной спиралеобразной траектории и лопатки рабочего колеса в отличие от других машин динамического сжатия не один, а несколько раз воздействуют на частицы газа. Это обстоятельство обеспечивает значительно больший напор вихревых компрессоров, чем центробежных. Описанный выше принцип работы справедлив в том случае, если геометрические соотношения и форма проточной части рациональны, а режим работы вихревого компрессора близок к оптимальному. В этом случае физическая основа рабочего процесса вихревого компрессора базируется на регенеративной гипотезе.

Между нагнетательным и всасывающим патрубками в рабочем канале установлен разделитель, который предотвращает проникновение основного потока газа на участок всасывания и обеспечивает его подачу в нагнетательный патрубок компрессора.

Часть газа, заключенного в межлопаточных каналах рабочего колеса, переносится на участок всасывания. Это, с одной стороны, обеспечивает беспомпажный режим работы вихревых компрессоров, а с другой, является источником объемных и термодинамических потерь и обусловливает низкую экономичность этих компрессоров.

Было спроектировано и исследовано несколько вихревых компрессорных машин.

В процессе работы была уточнена и расширена методика предварительного расчета, изложенная в литературе [10]; частично использована методика расчета геометрических и режимных параметров одноступенчатого вихревого компрессора, приведенная в той же литературе; разработаны методика расчета геометрических и режимных параметров многоступенчатых машин, а также методика расчета характеристик как одноступенчатых, так и многоступенчатых вихревых компрессорных машин при изменении с определенным шагом степени повышения давления в ступени. На алгоритмическом языке "Паскаль" в системе "Турбопаскаль" разработан пакет прикладных программ, основными составными частями которого являются:

- предварительный расчет (позволяет определить рациональную схему машины: выбрать число ступеней, оценить наружные диаметры рабочих колес и потребляемую мощность (см. рис. 1.2, 1.3, 1.4));

- расчет геометрических и газодинамических параметров проточной части (для оптимального режима работы и для режимов, отличных от оптимального, но лучших по массогабаритным показателям) (см. таблицу 1.1);

- расчет различных характеристик машины как для проектируемого варианта, так и по заданной геометрии проточной части при изменении условий эксплуатации или для других исходных данных.

На рис. 1.5 для примера показаны расчетные зависимости напора (разности давлений на входе и выходе) потребляемой мощности, и адиабатного КПД от производительности для вихревой двухступенчатой воздуходувки ВВ12/1-1,6 (производительность - 12 нм³/мин (подача 10 м³/мин), давление нагнетания - 0,16 МПа).

Рисунок 1.2 - Зависимость наружного диаметра рабочего колеса от частоты вращения и числа ступеней для оптимального режима



Рисунок 1.3 - Зависимость мощности, потребляемой компрессором, от частоты вращения и числа ступеней для оптимального режима

Рисунок 1.4 - Зависимость мощности, потребляемой компрессором, от частоты вращения и числа ступеней при заданном наружном диаметре рабочих колес (D₂=0,6 м)

Таблица 1.1 - Результаты расчета термогазодинамических и геометрических параметров двухступенчатого вихревого компрессора

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

------------------------------------------------T--------T-----------¬

¦1. Объемный расход на всасывании, м3/с ¦ V ¦ 0.213090 ¦

¦2. Давление на всасывании, Па ¦ pn ¦ 101325.0 ¦

¦3. Давление на нагнетании, Па ¦ pk ¦ 161325.0 ¦

¦4. Температура на всасывании, К ¦ Tn ¦ 313.000 ¦

¦5. Частота вращения вала компрессора, об/мин ¦ n ¦2910.000 ¦

¦6. Газовая постоянная, Дж/(кг*K) ¦ R ¦ 287.000 ¦

¦7. Показатель адиабаты ¦ k ¦ 1.400 ¦

¦8. Толщина лопатки рабочегo колеса, м ¦ delta ¦ 0.0035 ¦

¦9. Число ступеней ¦ ist ¦ 2 ¦

¦10. Вид канала (односторонний-1/двусторонний-2)¦ ik ¦ 1 ¦

¦11. Механический КПД ¦ num ¦ 0.970 ¦

L-----------------------------------------------+--------+------------

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

-----------------------------------------T------T--------------------¬

¦ 1. Геометрические параметры. ¦ ¦СТУПЕНЬ 1 СТУПЕНЬ 2¦

¦Наружный диаметр рабочего колеса, м ¦ D2 ¦ 0.6000 0.6500 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Высота рабочего канала, м ¦ h ¦ 0.0991 0.0914 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Высота лопатки рабочего колеса, м ¦ l ¦ 0.0595 0.0549 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Радиусы: r1, м ¦ r1 ¦ 0.0396 0.0366 ¦

¦ r2, м ¦ r2 ¦ 0.0496 0.0457 ¦

¦ r3, м ¦ r3 ¦ 0.0694 0.0640 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Наружный диам. диска рабочего колеса, м ¦ D3 ¦ 0.5970 0.6470 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Внутренний диам.профилирующей вставки,м ¦ Ds ¦ 0.6030 0.6530 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Ширина лопатки, м ¦ bl ¦ 0.0491 0.0453 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Ширина меридионального сечения канала,м ¦ B ¦ 0.0988 0.0911 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Шаг лопаток, м ¦ t ¦ 0.0386 0.0382 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Число лопаток ¦ z ¦44.0000 49.0000 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Угловая протяженность разделителя, град ¦tetarg¦14.7416 13.4538 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Угловая протяженность всас.участка,град ¦tetavg¦29.9280 25.9304 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Диаметр всасывающего патрубка, м ¦ dn ¦ 0.1165 0.1122 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Диаметр нагнетательного патрубка, м ¦ dk ¦ 0.1122 0.1080 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦Относительный рад.мерид.сечения D2/Dц.т.¦ Rotn ¦ 1.0336 1.0285 ¦

+----------------------------------------+------+--------------------+

¦ 2. Режимные параметры. ¦ ¦ ¦

¦Адиабатный коэффициент напора ¦ psi ¦ 2.5844 2.5774 ¦

¦Коэффициент расхода ¦ fi ¦ 0.4904 0.4912 ¦

¦Условный коэффициент расхода ¦fiusl ¦ 0.0119 0.0074 ¦

¦Число Маха ¦ Mu ¦ 0.2578 0.2581 ¦

¦Окружная скорость на наружном диаметре ¦ u₂ ¦ 91.4203 99.0387 ¦

¦Коэффициент быстроходности ¦ ns ¦ 0.0126 0.0108 ¦

¦Режимный комплекс psi0.75/fi0.5 ¦psiotn¦ 2.9107 2.9025 ¦

¦Геометрический комплекс Fk0.5/(pi*D2) ¦ Kg ¦ 0.0372 0.0317 ¦

¦Относительный шаг лопаток ¦ totn ¦10.0267 9.9020 ¦

¦Повышение температуры в ступени, К ¦deltaT¦53.3570 62.3800 ¦

¦Адиабатный КПД ¦ nuad ¦ 0.4030 0.4035 ¦

¦Мощность, потребляемая компрессором, кВт¦ Nk ¦13.2808 15.5266 ¦

¦Суммарная мощность, потр. компр., кВт ¦ Nk ¦ 28.8074 ¦

L----------------------------------------+------+---------------------

Рисунок 1.5 - Характеристики вихревого компрессора

(p_вс=101325 Па, Т_вс=313 К, р_наг=161325 Па)

Результаты испытаний показали очень высокую точность расчетов: расчетные и экспериментальные характеристики практически совпали. На рис. 1.6 показаны многократно проверенная экспериментальная зависимость, расчетная проектная зависимость и зависимость, рассчитанная по известной геометрии при условиях испытаний, которые отличались от проектных.

Рисунок 1.6 - Экспериментальная и расчетные зависимости степени повышения давления в вихревой воздуходувке ВВ 12/1-1,6 от подачи (V_{наг.ном}=10 м³/мин)

Известно, что вихревые турбомашины чувствительны к зазорам. На рис. 1.7 показаны зависимости давления нагнетания от подачи компрессора при различных торцевых зазорах. Из рисунка видно, что с уменьшением торцевых зазоров характеристики компрессора заметно улучшаются.

Рисунок 1.7 - Экспериментальные зависимости давления нагнетания (избыточного) от подачи в вихревой воздуходувке ВВ 12/1-1,6 при разных торцевых зазорах

Представление о возможности работы компрессора ВВ 12/1-1,6 в вакуумном режиме дают зависимости, представленные на рис. 1.8. На этом рисунке показаны расчетные характеристики компрессора при работе в вакуумном режиме на парах метилового спирта. Из рисунка видно, что при работе вакуум-компрессора непосредственно от электродвигателя (n=2950 об/мин) при давлении всасывания 50 кПа производительность равна 580 м³/час, а при n=4000 об/мин при давлении всасывания 30 кПа производительность равна 800 м³/час.

В результате исследований было разработано поле характеристик для вихревых воздушных компрессоров и вакуум-насосов. На рис. 1.9 показаны зависимости степени повышения давления в вихревом компрессоре от производительности для нескольких значений мощности электродвигателя. Аналогичные зависимости для вихревых вакуум-насосов даны на рис. 1.10.

Р_всас, кПа; Р_наг, кПа; N, кВт

V, м³/час

1- n = 2950 об/мин; 2- n = 3500 об/мин; 3- n = 4000 об/мин;

Рисунок 1.8 - Зависимость давления на всасывании, давления на нагнетании и потребляемой мощности от производительности и частоты вращения

Каждая точка на зависимостях представляет собой оптимальный режим работы (режим работы, соответствующий максимальному значению КПД) конкретного компрессора, т.е. эти зависимости - совокупность оптимальных режимов. Для машин, соответствующих оптимальному режиму с наибольшей производительностью, построена характеристика машины для зоны максимального КПД (тонкие линии на рис. 9, 10). Зависимости, приведенные на рис 9, 10 относятся к неохлаждаемым двух- и одноступенчатым воздушным вихревым компрессорам и вакуум-насосам при температуре на входе 40 С и частоте вращения ротора 2950 об/мин. Имеются расчеты, позволяющие построить поле характеристик также и для трех- и четырехступенчатых неохлаждаемых машин. Можно построить поле характеристик также и для охлаждаемых машин или в других обозначениях координат. При расчетах полей характеристик вводились ограничения по температуре нагнетания (не выше 200 С), по наружному диаметру рабочих колес (не более 700 мм). Предлагаемые поля характеристик позволяют при работе с заказчиком быстро оценить целесообразность проектирования вихревой машины.

Рисунок 1.9 - Поле характеристик вихревых двух- и одноступенчатых воздушных компрессоров (Т_вс=313 К, р_вс=101325 Па, n=2950 об/мин)

Рисунок 1.10 - Поле характеристик вихревых двух- и одноступенчатых воздушных вакуум-насосов (Твх=313 К, Рвых=101325 Па, n=2951 об/мин)

1.2 Разработка методики расчета системы наддува воздухом торцовых газодинамических уплотнений и продувки магнитных подшипников центробежных компрессоров ГПА

Важнейшей деталью в конструкциях центробежных компрессоров являются уплотнения на роторе нагнетателя. В последнее время все более широко применяются торцовые газодинамические уплотнения (ТГДУ). Использование этих уплотнений позволяют качественно улучшить технико-экономические и экологические характеристики таких турбомашин:

- существенно уменьшить утечки газа;

- снизить потери мощности на трение в уплотнении;

- избежать загрязнения сжимаемого газа маслом и растворения газа в масле;

- обеспечить достаточно длительный срок службы уплотнений;

- исключить масляную систему уплотнений, что обеспечивает снижение стоимости агрегата, его массогабаритных показателей, пожароопасности, эксплуатационных и ремонтных расходов;

- обеспечить высокую экологическую чистоту компрессорных машин.

При работе центробежных компрессоров через ТГДУ постоянно происходят утечки газа. Для запирания этих утечек производят наддув инертного газа или воздуха в полость между двумя лабиринтными уплотнениями, при этом часть перетечки направляется в полость утечек после 2-й ступени уплотнения, другая часть - в полость подшипников, а оттуда через суфлирующие трубопроводы в атмосферу. Такая схема применяется для компрессоров с ТГДУ и подшипниками скольжения (см. рис. 1.11, 1.12). Воздух, попавший в полость утечек газа после 2-й ступени, смешивается с газом и выводится в атмосферу. Выводимая смесь должна быть невзрывоопасной, что достигается регулированием расхода подаваемого воздуха. Воздух, проходящий через лабиринтные уплотнения в полость подшипников скольжения, препятствует попаданию масла или его паров в камеру утечек после 2-й ступени.

Существуют различные системы наддува для запирания утечек газа после 2-й ступени ТГДУ. Наиболее предпочтительной является схема с наддувом инертным газом, чаще всего азотом. При отсутствии инертного газа наддув производится воздухом. Существуют также схемы, в которых используется эжекционный эффект утечки газа после 1-й ступени, который используется для отсоса газа из полости утечек газа после 2-й ступени уплотнения.

Поскольку на компрессорных станциях в газовой и нефтяной промышленности обычно нет азота для функционирования системы наддува, а система эжекторного отсоса ненадёжна, то применяются системы наддува воздухом. Единой схемы системы наддува воздухом не существует. Часто наиболее предпочтительной схемой является схема наддува воздуха, при которой при пуске газоперекачивающего агрегата наддув в ТГДУ осуществляется от специального вихревого компрессора, а при работе агрегата воздух отбирается от двигателя, охлаждается и поступает на запирание газа в полость лабиринтного уплотнения. В случае применения в конструкции центробежных компрессоров магнитных подшипников и ТГДУ подача воздуха может производиться в полость кожуха подшипника, при этом расход воздуха в полость утечек после 2-й ступени ТГДУ регулируется лабиринтным уплотнением между полостями.



Рисунок 1.11 - Уплотнение компрессора ГПА-Ц-16 с масляными подшипниками

Рассмотрим порядок проектирования и расчета системы наддува ТГДУ с вихревым компрессором.

1. Сначала система предварительно проектируется:

- при разработке центробежного компрессора выбираются ТГДУ, т.е. определяется их конструкция, зазоры и утечки;

- при разработке обвязки центробежного компрессора определяется геометрия системы наддува ТГДУ.

2. Дальнейшей задачей является определение потерь энергии в системе, параметров вихревого компрессора и уточнение параметров всех остальных элементов системы наддува ТГДУ. Для решения этой задачи вся система наддува разбивается на следующие участки (см. рис. 1.12):

- всасывающий трубопровод вихревого компрессора;

- вихревой компрессор;

- напорный трубопровод вихревого компрессора;

- участок компрессора с трубопроводом и сверлениями в крышке на подводе воздуха к лабиринтному уплотнению и к подшипниковым камерам;

лабиринтные уплотнения;

- участок компрессора со сверлениями в узле уплотнения и крышке на выходе воздуха из лабиринтного уплотнения;

- свечная линия отвода воздуха с утечками газа после 2-й ступени уплотнения;

- свечные трубопроводы подшипниковых камер.

Рисунок 1.12 - Принципиальная схема наддува воздухом ТГДУ центробежного компрессора

3. Для расчета системы наддува приняты следующие исходные данные:

- давление воздуха на входе во всасывающий трубопровод и на выходе из свечных трубопроводов - атмосферное;

- температура воздуха на входе в систему - температура окружающей среды;

- температура воздуха на выходе из вихревого компрессора - не более 353 К; (такая температура выбирается исходя из взаимодействия горячего воздуха и масла в полости кожуха подшипника в маслобаке);

- расход воздуха через лабиринтные уплотнения - не менее 100л/мин (согласно рекомендациям);

- зазоры в лабиринтном уплотнении (в ходе решении задачи зазоры могут корректироваться);

- предварительно определенные геометрические параметры участков системы наддува.

4. На следующем этапе рассчитываются сопротивления всех участков системы для нескольких значений массового расхода воздуха. Для каждого участка определяются потери полного давления и строятся зависимости этих потерь и давлений на входе и выходе участков от массового расхода. Затем определяются суммарные потери давления во всех трубопроводах и лабиринтных уплотнениях при разных массовых расходах и строится характеристика сети (системы наддува ТГДУ)

?Р_сети = ?Р_вс + ?Р_св + ?Р_л.у + ?Р_наг.=f(m),

где ?Р_вс, ?Р_св, ?Р_наг, ?Р_л.у - потери давления соответственно во всасывающем, свечном, нагнетательном трубопроводах и в лабиринтных уплотнениях.

Для расчета выбирается самая нагруженная по суммарному сопротивлению ветвь системы наддува (см. рис 1.12) и дальнейшие расчеты осуществляются по этому участку системы наддува.

В результате определяются исходные данные на проектирование вихревого компрессора.

5. Затем рассчитывается вихревой компрессор и определяются его характеристики.

6. По результатам расчётов сети и вихревого компрессора строятся графики зависимости перепада давления в вихревом компрессоре и потерь давления в сети от массового расхода (рис. 1.13). Точка пересечения этих графиков соответствует рабочему режиму работы вихревого компрессора и системы наддува.

Рисунок 1.13 - Зависимости перепада давлений в вихревом компрессоре ?Р_ВК и в сети ?Р_С от массового расхода воздуха

6. Для проверки правильности расчёта системы наддува и окончательного выбора уплотнения строятся характеристики уплотнения при разных зазорах и зависимость перепада давлений, который может быть создан вихревым компрессором на уплотнении с учётом гидравлических потерь в трубопроводах. Точки пересечения этих характеристик показывают режимы работы уплотнения при разных зазорах (см. рис. 1.14).



Рисунок 1.14 - Зависимости перепада давлений в лабиринтном уплотнении при разных зазорах ?Р_упл и зависимость перепада давлений, равного ?Р_ВК-?Р_труб,_. для различных значений массового расхода воздуха.

Таким образом, разработана методика проектирования системы наддува торцовых газодинамических уплотнений и продувки магнитных подшипников центробежных компрессоров ГПА, позволяющая решать два типа задач:

- расчет потерь энергии в предварительно спроектированной системе наддува, включая ТГДУ, с целью определения исходных данных на проектирование вихревого компрессора;

- проектирование системы наддува с применением существующих вихревых компрессоров (в этом случае регулирующим звеном является лабиринтное уплотнение и/или обвязка системы наддува).

Для работы в системах наддува воздуха в центробежных компрессорах с ТГДУ или с ТГДУ и магнитным подвесом ротора применяются вихревые компрессоры ВХ2-2/1,2, ВХ2-5/1,02, ВХ2-2,5/1,15. Эти компрессоры исследовались на специальном научно-исследовательском стенде, созданном в ОАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе», а также испытывались в заводских условиях.

Принципиальная схема стенда показана на рис. 1.15. Основными особенностями стенда являются возможности изменения частоты вращения ротора и замера расхода воздуха как во всасывающей, так и в нагнетательной линиях компрессора. В конструкции стенда предусмотрено также устройство сброса части газа из нагнетательного патрубка в атмосферу через шайбы (на рис. 1 не показано).

Рисунок 1.15 - Схема принципиальная стенда для исследований вихревых компрессоров:

1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 - вихревой компрессор; 4 - диафрагма; 5 - линия всасывания; 6 - линия нагнетания

Ниже приводятся некоторые результаты исследований и испытаний этих компрессоров.

На рис. 1.16 показаны зависимости отношения давлений в компрессорах от условного коэффициента расхода; на рис. 1.17 - зависимости коэффициента политропного напора от условного коэффициента расхода; на рис. 1.18 - зависимости разности давлений на выходе и входе (напора) компрессоров от производительности по условиям всасывания; на рис. 1.19 - зависимости давления на выходе из компрессоров (при давлении всасывания 101325 Па) от производительности.

р_к =р_вых/р_вх

Ф₀

Рисунок 1.16 - Зависимости отношения давлений от условного коэффициента расхода

1 - ВХ2-5/1,02; 2 - ВХ2-2,5/1,15; 3 - ВХ2-2/1,2.

Компрессор ВХ2-5/1,02 изначально предназначался только для продувки и охлаждения магнитных подвесов центробежных компрессоров газоперекачивающих агрегатов. Номинальная производительность этого компрессора - 5 нм³/мин, давление нагнетания - 1,02 кгс/см², проточная часть компрессора - двухканальная периферийно-боковая.

Компрессоры ВХ2-2/1,2, ВХ2-2,5/1,15 предназначены как только для наддува воздуха в ТГДУ, так и для наддува воздуха в ТГДУ и продувки магнитных подвесов. Номинальная производительность компрессора ВХ2-2/1,2 - 2 нм³/мин, давление нагнетания - 1,2 кгс/см², проточная часть компрессора - одноканальная периферийно-боковая. Номинальная производительность компрессора ВХ2-2,5/1,15 - 2,5 нм³/мин, давление нагнетания - 1,15 кгс/см², проточная часть компрессора - двухканальная периферийно-боковая

Характеристики компрессоров ВХ2-5/1,02, ВХ2-2/1,2 на рис. 1.16, 1.17, 1.18, 1.19 даны для случая привода их непосредственно от электродвигателя через муфту (n?2900 об/мин), а для компрессора ВХ2-2,5/1,15 - при частоте вращения ротора 3200 об/мин по результатам испытаний на исследовательском стенде.

вихревой компрессор наддув

ш_пол

Ф₀

Рисунок 1.17 - Зависимости коэффициента политропного напора от условного коэффициента расхода

1 - ВХ2-5/1,02; 2 - ВХ2-2,5/1,15; 3 - ВХ2-2/1,2.

ДР, кПа

V, м³/мин

Рисунок 1.18 - Зависимости разности давлений на выходе и входе (напора) компрессоров от производительности по условиям всасывания

1 - ВХ2-5/1,02; 2 - ВХ2-2,5/1,15; 3 - ВХ2-2/1,2.

Р_вых, кгс/см²

V, м³/мин

Рисунок 1.19 - Зависимости давления на выходе из компрессоров (при давлении всасывания 101325 Па) от производительности

1 - ВХ2-5/1,02; 2 - ВХ2-2,5/1,15; 3 - ВХ2-2/1,2.

На рис. 1.20-1.23 даны результаты исследований компрессора ВХ2-2,5/1,15 для случая привода его непосредственно от электродвигателя через муфту (n?2900 об/мин). На рис. 1.20-1.21 показано влияние подрезки лопаток рабочего колеса по ширине на отношение давлений в компрессоре (рис. 1.20) и коэффициент политропного напора (рис. 1.21) в зависимости от условного коэффициента расхода. Из рисунков видно, что с подрезкой лопаток характеристики становятся более пологими.

р_к =р_вых/р_вх

Ф₀

Рисунок 1.20 - Влияние подрезки рабочего колеса на отношение давлений в компрессоре

1 - без подрезки; 2 - подрезка на 3 мм; 3 - подрезка на 6 мм.

ш_пол

Ф₀

Рисунок 1.21 - Влияние подрезки рабочего колеса на коэффициент

политропного напора

1 - без подрезки; 2 - подрезка на 3 мм; 3 - подрезка на 6 мм.

На рис. 1.22-1.23 показано влияние направления вращения рабочего колеса на отношение давлений в компрессоре (рис. 1.22) и коэффициент политропного напора (рис. 1.23) в зависимости от условного коэффициента расхода. Из рисунков видно, что изменение направления вращения на противоположное штатному приводит к уменьшения отношение давлений и коэффициент политропного напора, но при этом уменьшается и потребляемая компрессором мощность.

р_к =р_вых/р_вх

Ф₀

Рисунок 1.22 - Влияние направления вращения рабочего колеса на отношение давлений в компрессоре

1 - штатное направление вращения; 2 - противоположное штатному направление вращения.

ш_пол

Ф₀

Рисунок 1.23 - Влияние направления вращения рабочего колеса на коэффициент политропного напора

1 - штатное направление вращения; 2 - противоположное штатному направление вращения.

На рис. 1.24 показаны экспериментальные характеристики (зависимости давления на выходе и потребляемой электрической мощности от производительности) вихревого компрессора ВХ2-2,5/1,15 производительностью 2,5 нм³/мин и конечным давлением 1,15 ата. Из рисунка видно, что зависимости конечного давления и потребляемой мощности от производительности близки к линейным. При этом, в отличии от центробежных компрессоров, потребляемая мощность уменьшается с увеличением производительности.

Р_наг, ата; N_эл, кВт

V_вс, нм³/мин

Рисунок 1.24 - Характеристики вихревого компрессора ВХ2-2,5/1,15

1- потребляемая электрическая мощность; 2- давление нагнетания

Для компрессора ВХ2-2,5/1,15 были исследованы также регулировочные характеристики.

Для вихревых компрессоров могут применяться все известные методы регулирования компрессоров: дросселирование на линии нагнетания, дросселирование на линии всасывания, байпасирование (перепуск части газа из нагнетательного патрубка во всасывающий или сброс его в атмосферу), изменение частоты вращения ротора. Однако, учитывая падающий характер зависимости потребляемой мощности от производительности (см. рис. 1.24), для вихревых компрессоров во многих случаях экономически целесообразно применять байпасирование. Кроме того, вихревые компрессоры, в отличие от центробежных и осевых машин, не имеют зоны неустойчивой работы (явления помпажа), поэтому их производительность может изменяться в широких пределах и достигать нулевого значения.

На рис. 1.25 показана схема регулирования вихревого компрессора байпасированием.

Рисунок 1.25 - Регулирование вихревого компрессора байпасированием или сбросом газа в атмосферу.

1-характеристика компрессора, 2- характеристика сети, 3- характеристика байпасного устройства

При отборе части сжатого газа с линии нагнетания сопротивление сети уменьшается. Рабочая точка А в соответствии с характеристикой байпасного устройства смещается вправо по характеристике компрессора и занимает, например положение В. Количество подаваемого в сеть газа уменьшается с m_A до m_C, а общий расход газа, сжимаемого в проточной части компрессора, увеличивается до значения m_B. Через байпасное устройство перепускается часть рабочей среды Дm=m_B-m_C. Конечное давление сжатия снижается до значения p_B, а потребляемая компрессором мощность уменьшается на величину ДN_АВ.

Ниже представлены результаты испытаний вихревого компрессора ВХ2-2,5/1,15 при регулировании его сбросом части воздуха из нагнетательного патрубка в атмосферу через шайбы.

На рис. 1.26 показаны зависимости величины расхода воздуха во всасывающем патрубке и расхода, подаваемого потребителю, от диаметра шайбы. На этом рисунке также можно видеть величину утечек из проточной части компрессора в окружающую среду через лабиринтное уплотнение при нулевом диаметре (при отсутствии) шайбы. Она равна 0,232 нм³/мин или 6,35% от производительности компрессора.

V, нм³/мин

D_ш, мм

Рисунок 1.26 - Зависимости величины расхода воздуха во всасывающем патрубке (1) и подаваемого потребителю (2) от диаметра шайбы.

1 - расход во всасывающем патрубке; 2 - расход, подаваемый потребителю.

На рис. 1.27 показаны зависимости подачи, потребляемой электрической мощности и давления нагнетания от расхода воздуха на всасывании при регулировании вихревого компрессора сбросом воздуха из нагнетательного патрубка в атмосферу. Это и есть регулировочные характеристики вихревого компрессора.

V_наг, нм³/мин; N_эл, кВт; Р_наг, ата

V_вс, нм³/мин

Рисунок 1.27 - Зависимости подачи, потребляемой электрической мощности и давления нагнетания от расхода воздуха на всасывании при регулировании вихревого компрессора сбросом воздуха из нагнетательного патрубка в атмосферу

1- подача; 2- потребляемая электрическая мощность; 3 - давление нагнетания.

Из полученных характеристик видно, что

- с увеличением расхода газа во всасывающем патрубке при регулировании вихревого компрессора байпасированием уменьшаются расход и давление газа на нагнетании, но, главное, в отличии от центробежных компрессоров, уменьшается потребляемая компрессором мощность;

- по сравнению с другими способами регулирования байпасирование позволяет использовать для привода компрессора двигатель меньшей мощности.

2. ВНЕДРЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТЫ

В ООО «ТРИЗ» и СумГУ были спроектированы, изготовлены и испытаны несколько вихревых воздуходувных машин:

- воздуходувка с периферийным рабочим каналом для наддува магнитных подшипников газоперекачивающих агрегатов (производительность - 2 нм³/мин, давление нагнетания - 100 мм вод. ст., (0.101 МПа));

- вакуум-насос с периферийно-боковым рабочим каналом для вакуумной уборки в цехе аэросила на одном из предприятий химической промышленности (производительность - 15 нм³/мин, давление всасывания - 85600 Па);

- воздуходувка с периферийно-боковым рабочим каналом, предназначенная для индивидуального наддува воздуха в котлы сжигания угольной пыли на тепловых электростанциях ВВ 12/1-1,6 (производительность - 12 нм³/мин (подача 10 м³/мин), давление нагнетания - 0,16 МПа); эта воздуходувка (рис. 2.1, 2.2, 2.3) конструктивно выполнена двухступенчатой с двухвенечным рабочим колесом и подводом газа во вторую ступень по внешнему обводному каналу, для разгрузки подшипниковых узлов от радиальных усилий входные и выходные патрубки ступеней смещены относительно друг друга в окружном направлении.

Все воздуходувки выполнены с приводом непосредственно от электродвигателя.



Рисунок 2.1 - Конструктивная схема воздуходувки ВВ 12/1-1,6.

Рисунок 2.2 - Воздуходувка ВВ 12/1-1,6 на исследовательском стенде

Рисунок 2.3 - Рабочее колесо воздуходувки ВВ 12/1-1,6

В ОАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе» вихревые воздуходувки нашли применение в системах наддува воздуха для запирания утечек газа в системы наддува воздухом торцовых газодинамических уплотнений и продувки магнитных подшипников центробежных компрессоров газоперекачивающих агрегатов. Для этих целей были созданы:

Компрессор ВХ2-5/1,02 изначально предназначался только для продувки и охлаждения магнитных подвесов центробежных компрессоров газоперекачивающих агрегатов. Номинальная производительность этого компрессора - 5 нм³/мин, давление нагнетания - 1,02 кгс/см², проточная часть компрессора - двухканальная периферийно-боковая.

- воздуходувка ВХ2-5/1,02 с двухканальным периферийно-боковым рабочим каналом (производительность - 5 нм³/мин, давление нагнетания - 200 мм вод. ст.

- воздуходувка ВХ2-2/1,2 с периферийно-боковым рабочим каналом (производительность - 2 нм³/мин, давление нагнетания - 0.12 МПа);

- воздуходувка ВХ2-2,5/1,15 с двухканальным периферийно-боковым рабочим каналом (производительность - 2,5 нм³/мин, давление нагнетания - 0.115 МПа).

Все воздуходувки выполнены с приводом непосредственно от электродвигателя.

Окна всасывания и нагнетания воздуходувки ВХ2-2,5/1,15 показаны на рис. 2.4, а конструктивная схема - на рис. 2.5.



Рисунок 2.4 - Окна всасывания и нагнетания воздуходувки ВХ2-2,5/1,15

Рисунок 2.5 - Конструктивная схема воздуходувки ВХ2-2,5/1,15

В производстве метанола применяются компрессоры для циркуляции азотоводородной смеси и компенсации потерь давления в агрегатах синтеза аммиака. Для этой цели используются центробежные компрессоры производительностью от 7 до 10 м³/мин по условиям всасывания при перепаде давления от 10 до 30 кгс/см² (см. таблицу 2.1). Эксплуатация компрессоров возможна при температуре окружающего воздуха от -40 до +50 ⁰С. В качестве привода компрессоров используются электродвигатели типа АТМК мощностью 470 кВт и 750 кВт напряжением 380 В с частотой вращения 2970 об/мин. Проектные параметры компрессоров представлены в таблице 2.1

Таблица 2.1 - Техническая характеристика компрессорных установок для синтез-газа

Тип компрессора Показатель	1ЦЦК-7/300-14/12	2ЦЦК-10/300-12/10	2ЦЦК-10/350-10
Производительность (при условиях всасывания), м3/мин	7,5	10,65	10
Абсолютное давление, кгс/см2: - всасывание; - нагнетание	291 319	291 321	320 350
Температура на всасывании, 0С	35	35	35
Потребляемая мощность на валу компрессора, кВт	450	680	685
Частота вращения ротора, об/мин	2970	2970	2970
Электродвигатель: - тип; - мощность, кВт; - частота вращения, об/мин; - напряжение, В.	АТМК-470-2 470 2970 380	АТМК-750 750 2970 380	АТМК-750 750 2970 380
Габаритные размеры установки, мм	6500х1400х1830	6780х1600х1910	6800х1600х1910
Масса установки, кг	19150	28000	29370

В настоящее время компрессоры работают при других параметрах. В частности, компрессор 2ЦЦК-10/300-12/10 работает при давлениях (избыточных) на входе 8,25…8,4 МПа (84,1…85,6 кгс/см²) и давлении (избыточном) на нагнетании 9,0 МПа (91,7 кгс/см²). При этом потребляемая компрессором мощность составляет 216…240 кВт (в зависимости от состава газа) при требуемой производительности 750 нм³/мин (см. рис. 2.6). Таким образом, компрессоры работают в нерасчетных режимах, потр6ляемая мощность составляет 29…32 % от номинальной мощности двигателя. В результате падает КПД как компрессора, так и электродвигателя.

Рисунок 2.6 - Графические зависимости, показывающие взаимосвязь производительности и давления всасывания при постоянном давлении нагнетания для компрессора 2ЦЦК-10/300-12/10

Для обеспечения параметров, при которых в настоящее время работают центробежные компрессоры 1ЦЦК-7/300-14/12, 2ЦЦК-10/300-12/10, 2ЦЦК-10/350-10 наиболее подходящим типом компрессоров являются вихревые компрессоры.

В результате анализа исходных данных определены следующие исходные данные для расчета вихревого компрессора:

- производительность компрессора - 800…840 нм³/мин.

- давление всасывания - 8,35-8,5 МПа;

- давление нагнетания - 9,1 МПа;

- температура всасывания - 50 ⁰С;

- удельная газовая постоянная - 790 Дж/(кг•К);

- показатель изоэнтропы (адиабаты) газа k=1,39.

Для расчета была взята средняя производительность 820 нм³/мин, и среднее давление на всасывании 8,425 МПа.

Были проведены расчеты ряда вихревых компрессоров.

Результаты окончательных расчетов термогазодинамических, геометрических параметров и характеристик вихревого компрессора одноступенчатой двухканальной схемы приведены ниже.

...