ВЫБОР КОМПРЕССОРОВ

Винтовые компрессоры — двухроторные (реже трехроторные) машины, выполненные в виде винтовой зубчатой передачи с большим углом подъема (рис. 20.5). Торцы винтов повернуты относительно друг друга на углы t₁и t₂. Условие зацепления винтов:

t₁ z₁ = – t₂ z₂,

где z₁ и z₂ — число зубьев соответственно ведущего и ведомого роторов.

Между соседними зубьями каждого винта образуются полости, ограниченные в радиальном направлении цилиндрическими, а по длине — торцовыми поверхностями расточек в корпусе. При зацеплении винтов каждая полость в различной степени (в зависимости от углового положения) заполняется зубьями соседнего ротора, причем линия контакта зубьев разделяет полость на две части[1].

Одна из них (нижняя) сообщается с областью всасывания через окно, расположенное внизу переднего торца, а вторая (верхняя) может сообщаться с

нагнетательным окном, которое расположено на задней торцовой плоскости, а также на цилиндрических поверхностях расточек корпуса под винты.

Последовательность рабочего процесса в компрессоре показана на рис. 20.6. При вращении винтов объем нижней части полости увеличивается, благодаря чему обеспечивается всасывание газа, а объем верхней части

уменьшается, вследствие чего сначала происходит сжатие газа, а затем выталкивание (когда у заднего торца данная полость достигает нагнетательного окна). В момент, когда зуб ведомого ротора начинает входить в полость П₁ ведущего ротора (рис. 20.7, а), объем ее начинает сокращаться. Вначале темп сокращения очень невысокий, поэтому отсечку полости от всасывающего окна по кромке abc (рис. 20.7, б)задерживают до тех пор, пока в результате соединения впадин обоих винтов не начнет образовываться парная полость П_1,2 (чтобы не было потерь при соединении пространств с различными давлениями).

Начиная с этого положения, в сокращающейся изолированной полости П_1,2 происходит сжатие до момента, когда задние сечения полости не достигнут кромок нагнетательного окна ab и kl (рис. 20.7, в). Степень сжатия, определяющая внутреннее повышение давления газа в полости, зависит от положения кромок нагнетательного окна по отношению к началу сжатия.

Профили зубьев подбираются с таким расчетом, чтобы при взаимной обкатке винтов их зубья сопрягались теоретически без зазора. Были исследованы различные зубья — симметричного и асимметричного профиля с циклоидальным, круговым и эллиптическим профилем, корригированные и без коррекции. Большинство заводов-изготовителей выпускает компрессоры с цевочным зацеплением, т. е. таким, у которого круговой профиль зуба очерчен из центра, расположенного на делительной окружности винта (рис. 20.8, а). Достоинство кругового профиля — возможность выполнять точную обработку зуба и иметь малые зазоры, что важно для достижения хорошей герметичности полостей. Недостатки — малое сечение впадины, ослабление зуба и острые грани у ведомого винта, негерметичность в осевом сечении.

Применяются также зубья циклоидальной формы симметричной или асимметричной. Асимметричные профили составляются из ветвей различных кривых. Например, линии зуба и впадины со стороны низкого давления, где не требуется осевая герметичность, в основном круговые (вс и ВС на рис. 20 8, б),в то время как со стороны высокого давления — трохоидные. Линия cd на ведущем зубе— эпициклоида, описанная точкой D ведомого винта при качении окружности радиуса r_t2по окружности радиуса r_t1. Участок CD — удлиненная эпициклоида, описанная точкой с ведущего винта при качении окружности радиуса r_t1по окружности радиуса r_t2.

Для типоразмерных рядов винтовых машин в нашей стране принят эллиптический профиль (рис. 20.8, в), обеспечивающий наилучшие показатели работы компрессора [13, с. 334].

Винтовые компрессоры подразделяются на две группы:

1) сухого сжатия, в рабочее пространство которых не подается ни смазывающая, ни охлаждающая жидкость; охлаждение — обдувом корпуса или потоком воды или масла через рубашку корпуса и полые винты, подаваемый газ не содержит масла и продуктов износа деталей;

2) мокрого сжатия с впрыскиванием жидкости в полости компрессора с целью охлаждения и уплотнения; компрессор называется маслозаполненным, если вводится значительное количество такой жидкости. В машинах мокрого сжатия после компрессора устанавливают отделители жидкости.

В компрессоре сухого сжатия так же, как в коловратном, зубья не соприкасаются благодаря шестерням связи, синхронизирующим движение винтов. Зазор между зубьями шестерен приблизительно в два раза меньше зазора между зубьями винтов, что исключает взаимное касание винтов при работе. Зазоры обеспечивают свободное вращение винтов при деформации роторов под действием давления газа и изменения температуры, но должны быть минимальными для уменьшения перетеканий газа. Поэтому стремятся к тому, чтобы роторы были жесткими. Жесткость роторов, помимо соотношения диаметра и длины винта, зависит также от числа зубьев z₁и z₂. С их увеличением жесткость возрастает, что позволяет увеличить отношение давления при тех же зазорах. Однако при этом объемы впадин между зубьями уменьшаются, что приводит к снижению рабочего объема компрессора. Оптимальное и наиболее распространенное сочетание числа зубьев z₁ = 4 и z₂ = 6. В этом случае достигается равнопрочность роторов и появляется возможность выполнить их с одинаковым внешним диаметром D, что важно для технологии изготовления винтов.

Достоинство компрессоров сухого сжатия — нагнетание газа без загрязнения продуктами смазки. Недостатки — высокий уровень шума; сравнительно небольшое повышение давления в одной ступени (e<4). Шум винтового компрессора вреден для здоровья главным образом вследствие высокой частоты звуковых колебаний (200—2000 Гц), что определяется числом зубьев и частотой вращения роторов. Звуковые колебания более высоких частот менее интенсивны. Для уменьшения шума винтовые компрессоры снабжают поглощающими и резонансными глушителями, укрывают звукоизолирующими кожухами.

Повышение давления в одной ступени ограничено тем же фактором, что и в поршневых машинах, — конечной температурой сжатия. Охлаждение корпуса водой в винтовом компрессоре малоэффективно, так как процесс сжатия газа проходит гораздо быстрее, чем в поршневом. Вместе с тем превышение определенной температуры при заданных зазорах не допустимо из-за опасности заклинивания роторов при температурных деформациях.

Для снижения температуры нагнетания и увеличения допустимого значения e применяют впрыскивание воды или масла в компрессор. Масло обволакивает тонкой пленкой винты и уменьшает сечения щелей. Смазываемые винты могут контактировать, поэтому конструктивно маслозаполненный компрессор отличается тем, что в нем отсутствуют шестерни связи.

Концевые уплотнения машины упрощены, поскольку уплотнение здесь осуществляется тем же маслом, которое подается в рабочую полость для охлаждения газа и в подшипники. Ненапряженный температурный режим и большая жесткость роторов (меньшее расстояние между подшипниками), достигаемая в результате упрощения узлов концевых уплотнений, позволяет в два раза уменьшить конструктивные зазоры и увеличить степень повышения давления в одной ступени до 9, а в отдельных случаях — до 17. Несмотря на то что впрыскивание масла приводит к увеличению газодинамических потерь, вследствие снижения интенсивности перетекания газа и приближения процесса сжатия к изотермическому энергетические показатели самого маслозаполненного компрессора выше, чем у компрессора сухого сжатия.

К- п. д. винтового компрессора так же, как и компрессоров других типов, зависит от частоты вращения вала. Значение оптимальной окружной скорости винтов зависит от соотношения между потерями от внутренних перетеканий газа и газодинамическими потерями (рис. 20.9). В маслозаполненных машинах при меньших зазорах и больших динамических потерях оптимальная скорость на 60—65% снижается, вследствие чего, а также благодаря наличию жидкости в рабочей полости снижается уровень шума и его тональность, что позволяет отказаться от звукопоглощающих устройств. Таким образом, в конструкции этой группы компрессоров устраняются основные недостатки машин сухого сжатия. Вместе с тем компрессорная установка усложняется системой подачи, улавливания масла и возврата его в циркуляционную систему (рис. 20.10). Недостатком является также сравнительно большой расход масла. При e= 8 ¸ 9 в компрессоре циркулируют 5 — 8 кг масла на 1 кг сжимаемого воздуха, а унос масла с воздухом составляет 0,25 — 0,5 г/кг. Содержание масла в нагнетаемом воздухе можно уменьшить, но тогда возрастает потеря давления в маслоотделителях. Если воздух подается к пневматическому инструменту, требующему некоторого количества масла в сжатом воздухе для смазки трущихся деталей, то указанный расход масла частично оправдывается.

При одинаковых e удельный расход мощности в маслозаполненных машинах всегда больше, чем в машинах сухого сжатия, вследствие затрат энергии на подачу масла в компрессор под давлением, на движение двухфазной среды в коммуникациях и в маслоотделителях.

Они применяются в первую очередь в передвижных компрессорных установках, обычный привод которых (дизель) удобен для регулирования подачи воздуха изменением частоты вращения вала. Невысокая температура нагнетаемого воздуха в значительной степени увеличивает срок службы шлангов, которые присоединяются к компрессорной установке. Небольшие размеры компрессора позволяют разместить его непосредственно на картере двигателя, что упрощает монтаж.

Верхняя граница конечного давления в двухступенчатом винтовом компрессоре сухого сжатия (»1,2 МПа) обусловлена нагрузочной способностью упорных подшипников, которая не позволяет увеличить разность давлений газа на входе и выходе второй ступени более чем на 0,7 — 0,9 МПа. При давлениях больших 1,2 МПа винтовые компрессоры приходится изготовлять многокорпусными, в результате чего установки становятся слишком громоздкими. Совершенствование машин позволяет расширить границы достигаемых давлений. Одна из фирм, повысив несущую способность опор, выпустила компрессоры сухого сжатия с давлением до 4 МПа.

Рабочий объем винтового компрессора определяется по площадям f₁и f₂ торцового сечения винтовых впадин ведущего и ведомого роторов длиной l:

V_p=( f₁+ f₂)lz₁=sD²lz₁,

где s — коэффициент, зависящий от формы профиля зубьев; для кругового профиля s = 0,1143.

Коэффициент объемного расхода газа l, на входе зависит от тех же факторов, что и в поршневом компрессоре. Особенность винтовых компрессоров — высокие значения этого коэффициента (0,85¸0,92); при высоких частотах вращения он близок к единице и даже может превышать ее. Это объясняется влиянием скоростного наддува и относительно малым объемом мертвого пространства (менее 0,5% для несимметричного и около нуля для кругового профиля). Скоростной (инерционный) наддув состоит в том, что в результате торможения газа, поступающего с большой скоростью из всасывающего патрубка, давление в винтовых полостях в конце этапа всасывания оказывается выше начального (коэффициент давления l_р > 1). Эффект усиливается с увеличением частоты вращения.

Процесс сухого сжатия близок к адиабатическому, так как длительность его очень мала (<0,01 с). При впрыскивании воды или масла показатель политропы в зависимости от интенсивности охлаждения для воздуха находится в пределах 1,1¸1,4.

Мощность винтового компрессора обычно рассчитывают по адиабатическому к. п. д., который при сухом сжатии составляет:

для крупных машин 0,80—0,83 при e = 3,2¸4,2;

для средних машин 0,76—0,81 при e= 3,2¸4,2;

для малых машин 0,70—0,75.

При впрыскивании небольшого (8—14% по массе) количества воды адиабатический к. п. д. увеличивается на 4—8%. Для маслозаполненных машин, поскольку в них осуществляется высокое сжатие в одной ступени, h_ад = 0,68—0,74[2].

Характеристики винтовых компрессоров, так же, как и других машин, дают информацию об объемном расходе газа на входе, мощности и к. п. д. при различных e (рис. 20.11, а). Кривые коэффициента lтипичны для объемных машин; они «падают» почти линейно с увеличением e. Под влиянием снижения относительного значения количества перетекающего газа через щели и инерционного наддува при высоких частотах вращения вала кривые lрасполагаются выше, чем при низких частотах. Кривые к. п. д. «плоские» в широком диапазоне e, что указывает на приспособленность компрессора к работе на переменных режимах.

«Топографическая» характеристика представлена на рис. 20.11, б. На ней отчетливо видна область наивысших значений к. п. д. при изменении частоты вращения и степени повышения давления.

По удельному расходу мощности винтовые компрессоры пока уступают поршневым, что объясняется тем, что они находятся на начальной стадии развития.

[1] Термин «линия контакта зубьев» — условный, так как в действительности контакта между винтами может и не быть.

[2] Эти данные относятся к случаю совпадения конечного давления с давлением внутреннего сжатия.

ВЫБОР КОМПРЕССОРОВ

Исходные данные для выбора компрессоров:

1) объемный расход газа на входе в компрессор или, в общем случае, расход сжатого газа и вероятный режим его потребления;

2) конечное давление, равное давлению в воздухосборнике, или задаваемое по назначенному режиму трубопровода, технологической установки и т. п.;

3) условия всасывания (температура, давление, относительная влажность газа на приеме или диапазон изменения этих величин);

4) характеристика перекачиваемого газа (молярный состав, загрязненность, токсичность, способность к полимеризации и др.);

5) вид привода или требования к нему;

6) особые требования (отсутствие смазки в газовом тракте; ограничение массы машин, ее габаритов, вибрации, уровня шума;

герметичность машины и др.).

Тип и марку компрессора определяют прежде всего по основным показателям выпускаемых компрессоров — конечному давлению р_к и объемному расходу газа на входе . На рис. 21.1 показаны области применения основных типов компрессоров. В области сравнительно небольших расходов (менее 10 тыс. м³/ч) и высоких конечных давлений (более 10 МПа) выпускаются только, поршневые компрессоры. Верхняя граница области применения центробежных компрессоров— ~2 МПа (линия I), а при последовательном соединении машин — ~8МПа (линия II). В последние годы для нефтехимического производства выпускаются двухкорпусные центробежные компрессоры, рассчитанные на конечное давление 30—40 МПа и даже до 200 МПа (область их применения очерчена линиями III и IV).Компрессо-ростроители работают над созданием центробежных компрессоров на давление 275 МПа.

Верхняя граница Vобласти применения осевых компрессоров ~0,8 МПа, а в комбинации с центробежными машинами и промежуточным охлаждением газа — 6 МПа (линия VI).

Как видно на рис. 21.1, области применения различных компрессоров в определенных пределах взаимно перекрываются. В связи с совершенствованием выпускаемых машин границы такого перекрытия расширяются. Поскольку для одних и тех же давлений можно использовать различные машины, выбор того или другого типа осуществляется с учетом других критериев.

В некоторых случаях на выбор типа компрессора может влиять или даже стать решающим условие, чтобы в сжимаемом газе отсутствовали даже следы масла. В других случаях, наоборот, необходимы именно смазываемые машины. Дело в том, что воздух, всасываемый компрессором, часто загрязнен триокисью серы SO₃, являющейся продуктом сгорания топлив. Она соединяется с кон­денсирующейся влагой и образует слабый раствор серной кислоты H₂SO₄. Если в компрессоре смазываются цилиндры, то масло, попадая в сжатый воздух, служит некоторой защитой трубопроводов, рабочих органов пневматических инструментов и приборов, тогда как воздух, свободный от содержания масла, этим достоинством не обладает.

Важное качество компрессора — уровень его шума.

По нормам, действующим в нашей стране, компрессорные установки должны быть спроектированы так, чтобы уровень шума при длительной непрерывной работе компрессора не превышал 85 дБ. Чтобы удовлетворить этому требованию, некоторые типы компрессоров нуждаются в специальных средствах снижения уровня шума, тогда как для других машин такой проблемы не существует. Благодаря поглощению звука в массивном корпусе пластинчатый компрессор работает тише, нежели винтовой сухого сжатия. Для борьбы с шумом используют металлические или пластмассовые кожухи, покрытые антивибрационной мастикой, с шумозаглушающими панелями из стекловолокна. В некоторых типах машин устанавливают поглощающие и резонансные глушители, отрегулированные на наиболее интенсивную часть спектра шума. Другие машины не подвержены ослаблению звука, имеющего высокую энергию в той части частотного спектра, которая наиболее чувствительна для наших органов.

Вибрация компрессоров передается непосредственно через корпус и строительные конструкции. Она имеет более низкий порядок частот, нежели звуки, но способна распространяться дальше и сохраняться дольше. С целью снижения амплитуды вибрации до уровня, признанного допускаемым для данной установки, применяют гасительное устройство. Гашение вибраций может потребовать значительных затрат средств и поэтому, если вибрация существенная, при выборе компрессоров следует оценивать их также и с этой точки зрения.

Во многих случаях при выборе типа и марки компрессора важным требованием является обеспечение герметичности машины. В роторных, центробежных и осевых компрессорах уплотняется выход вала из корпуса, а в поршневых — выход штока из цилиндра. При оценке герметичности следует обращать внимание на действие уплотнительных систем при остановке машины и запуске.

За границей областей применения указанных типов компрессоров часто используют комбинации машин разных типов. Так, при больших объемах перекачиваемого газа и высоком давлении последовательно устанавливают осевой и центробежный или центробежный и поршневой компрессоры. Существуют каскады из трех или даже четырех машин, включенных последовательно, например, из осевого, центробежного, поршневого и мембранного компрессора.

Экономические соображения. При различных вариантах удовлетворения перечисленных требований их сравнивают по экономичности. Эффект от применения той или иной машины выявляется по совокупному значению двух видов затрат средств — капитальных и эксплуатационных.

К капитальным затратам относятся единовременные расходы на приобретение оборудования (компрессора, привода, вспомогательного оборудования) и его установку (сооружение фундамента, укрытий, зданий). Эксплуатационные расходы включают в себя следующие элементы затрат: расход энергоресурсов (электроэнергия, топливо и проч.), амортизация (резервирование средств для капитального ремонта и замены использованной машины), обслуживание и текущий ремонт, заработная плата обслуживающего персонала.

Совокупный эффект перечисленных затрат учитывают следующим образом. Обозначим капитальные затраты в двух сравниваемых вариантах К₁ и К₂, а годовые эксплуатационные расходы соответственно Э₁и Э₂. В общем случае К₂ > К₁ но Э₂<Э₁.Эти неравенства означают, что более дорогая, но эффективная установка обеспечивает экономию в эксплуатации. Критерий целесообразности реализации варианта 2 — условие, что дорогая установка должна окупаться за обусловленный срок t_н называемый нормативным сроком окупаемости:

(Э₁– Э₂) > К₂ – К₁.

Условие предпочтительности варианта 2 можно представить иначе:

Э₂ + Е_н К₂ < Э₁ + Е_н К₁ или C₂ < C₁,

где Е_н — нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений (обратная величина нормативного срока окупаемости: Е_н =1/t_н);

C₂, C₁ — приведенные затраты соответственно по вариантам 2 и 1 (С = Э + Е_нК).