Устройство и принцип действия, характеристики поршневого компрессора

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

Рис. 3.1. 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.3.1. 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 β₂, в зависимости от величины которого они классифицируются на следующие типы:

1. Насосный. β₂=15÷30⁰;

2. Компрессорный. β₂=35÷55⁰;

3. Колеса радиальными лопатками. β₂=90⁰.

Наиболее употребительными являются колеса с лопатками компрессорного типа. Эффективность рабочего колеса зависит от угла β₂ 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 β₂, и отношения D₁/D₂.

С уменьшением угла β₂ 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 β₂=90⁰ применяются редко, так как при этом трудно обеспечить необходимую экономичность компрессора.

При рассмотрении многоступенчатых компрессоров необходимо различать промежуточную и концевую ступени. (рис.3.1). 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.

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

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. 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.

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.

Работа компрессоров характеризуется определенной совокупностью технологических параметров, которая при равновесном режиме образует статическую характеристику компрессора. К этой совокупности параметров относятся давления и температуры газа на входе и выходе компрессора. Объемная или массовая производительность, потребляемая мощность, КПД. Обычно характеристики изображают в виде графиков, которые характеризуют не только расчетный режим работы компрессоров, но и всю совокупность технологических параметров при переменных режимах работы.

Определенные опытным путем характеристики позволяют судить о соответствии расчетных и действительных параметров работы и степени совершенства компрессора. Построение характеристик осуществляется по определенным методикам. При снятии характеристик на испытательном стенде можно осуществить прямое изменение мощности на валу компрессора и можно измерить производительность (объемную или массовую) с помощью измерительных устройств. Способ представления характеристик выбирают из условия минимума числа операций по их пересчету при отклонении параметров работы компрессора от номинальных значений.

Проведенный комплекс измерений параметров при испытаниях компрессора позволяет непосредственно построить зависимости и которые имеют наиболее простой вид и, располагая которыми, можно определить все параметры, характеризующие работу компрессора (давление выхода, коммерческую производительность, потребляемую мощность и др.).

Обычно характеристики изображаются в виде графиков, типичный вид которых изображен на рис.3.2.

На рисунке изображены зависимости степени повышения давления ε и политропического КПД η_пол от объемной производительности Q при различных частотах вращения n. Из графиков видно, что максимальный КПД достигается при определенном значении производительности, величина которой возрастает при возрастании частоты вращения.

Зона возможных режимов работы компрессора ограничена линиями изодром (линиями постоянной скорости вращения ротора компрессора n=const) ac и bd, а так же линиями ab и cd. Изодрома bd ограничивает максимальную частоту вращения исходя из условий динамической устойчивости привода. Линия cd определяет границу неэффективной работы компрессора. Особое значение имеет линия ab, отделяющая зону эффективной работы компрессора от зоны неустойчивой работы и называемой границей помпажа. Работы компрессора левее границы помпажа характеризуется большими пульсациями газа, вызывающими чрезмерное возрастание напряжений в деталях ротора и подшипников, что может привести к тяжелым авариям. Поэтому работа компрессора в области помпажа недопустима даже кратковременно. Линия границы помпажа для каждой частоты вращения определяется значением производительности, левее которой находится зона неустойчивой работы, при этом, чем выше частота вращения, тем выше граничное значение производительности.

Рис. 3.2. Типичные характеристики центробежного компрессора

Изображенные характеристики носят название нормальных,но они обладают существенным недостатком, т.к. они справедливы только для тех условий (состав газа, температура и давление), при которых их определяли. При изменении этих условий необходимо иметь уже другие характеристики, соответствующие изменившимся условиям. Для устранения этих недостатков применяют универсальныехарактеристики, которые могут быть как приведенными, так и безразмерными.

Характеристики компрессоров более удобно изображать в приведенных координатах, которые, как и безразмерные, не зависят от начальных параметров газа. Такие характеристики являются размерными и поэтому более удобны в практике инженерных расчетов. Приведенные характеристики пропорциональны соответствующим безразмерным характеристикам и при соответствующем выборе масштабов совпадают.

ВНИИГАЗом для всех типов центробежных компрессоров, используемых для перекачки газа, разработаны приведенные характеристики, учитывающие химический состав газа с газовой постоянной R, коэффициент сжимаемости z и начальную температуру Т_Н. Они представляют собой зависимости приведенной степени повышения давления ε_ПР, политропического КПД η_пол, приведенной относительно внутренней мощности от Q.

Рис.3.3. Приведенные характеристики центробежного компрессора