Регулирование энергетических установок (150824)

Посмотреть архив целиком


1. Регулирование энергетических установок


1.1 Способы регулирования объемных компрессоров


Потребность того или иного технологического процесса в сжатом газе удовлетворяется работой одного или группы из n компрессоров, если их суммарная массовая производительность не меньше потребности в газе Qn. В случае применения в установке машин одинакового типа можно записать


кг/ч, (1.1)


где индексом i отмечены номера компрессоров и соответствующие им значения величин: Vhi - объем, описываемый поршнями цилиндра I ступени і-го компрессора, ti - время работы і-го компрессора в течение часа.

Для группы компрессоров различной производительности соответственно


, (1.1)


где Qi, производительность компрессоров каждой группы; а - число компрессоров одинаковой производительности.

Как видно из уравнений (1.1) и (1.1), производительность компрессорной установки можно изменять, выбирая число и тип работающих компрессоров, число включенных в работу полостей их цилиндров, производительность, время работы или частоту вращения вала каждой машины, а также меняя плотность засасываемого ими газа. Требуемые изменения производительности машин достигаются соответствующими воздействиями на элементы газового тракта, всасывающие, нагнетательные и специальные клапаны, элементы механизма движения, электродвигатель и узел его соединения с компрессором. Для этого могут быть также использованы устройства, изменяющие объем, описываемый поршнем компрессора, или соотношение между объемом полости сжатия и объемом, описываемым поршнем компрессора.


1.1.1 Классификация способов и устройств для изменения производительности компрессоров

Способы изменения производительности в зависимости от места, в котором производится соответствующее воздействие, могут быть отнесены к одной из трех групп: с исполнительными устройствами, размещенными на трубопроводных коммуникациях, в конструкции компрессора или в конструкции его привода. Каждая группа может подразделяться по элементам, на которые оказывается воздействие. Исполнительные устройства могут различаться по виду используемой ими энергии, конструктивным признакам и характеру действия.

Исполнительные устройства подразделяются на устройства непрерывного и дискретного действия. К первым относятся те из них, в которых используются способы плавного (или практически плавного) изменения производительности компрессора, причем степень ее изменения пропорциональна подводимому к исполнительному устройству командному сигналу. Ко вторым - устройства, использующие способы ступенчатого изменения производительности - дискретно от нуля до поминального значения или ступенями установленной величины. Иначе говоря, в зависимости от конструкции компрессора может быть одна или несколько ступеней изменения его производительности.

Остановимся коротко на основных способах изменения производительности и некоторых конструкциях для их осуществления.


1.1.2 Дроссельный перепуск сжатого газа во всасывающий трубопровод (байпасирование)

Этот способ, как и сброс сжатого воздуха в атмосферу через дросселирующий вентиль, нередко применяют в практике для изменения производительности компрессора. Его неэкономичность совершенно очевидна, поскольку работа сжатия полностью теряется при дросселировании газа в байпасном вентиле. Поэтому, как правило, он целесообразен только для разгрузки компрессора при пуске и в качестве защитной операции, когда по какой-либо причине создается опасность резкого подъема или понижения контролируемого давления и необходимо, не останавливая компрессор, быстро снизить его производительность.

Байпасированием просто изменить производительность, и при том быстро изменяется контролируемое давление. Этим объясняется довольно частое применение этого нерационального способа даже тогда, когда компрессоры снабжены более экономичными устройствами для изменения производительности. При байпасировании нередко приходится нагревать или охлаждать газ перед тем, как направить его во всасывающий патрубок, чтобы избежать замерзания влаги в дросселе или подъема температуры после сжатия газа компрессором выше допустимой величины.

Следует отметить, что в многоступенчатых компрессорах изменение производительности байпассированием из линии нагнетания I ступени на всасывание I ступени относительно экономично и может, как реализуемое более просто, конкурировать с другими способами.

Однако во всех случаях, когда возможно изменение производительности более экономичным способом, байпасирование применять не рекомендуется. Па линии, соединяющем нагнетание со всасыванием или атмосферой, следует устанавливать регулирующие органы, надежно запирающие проходное сечение при работе в режиме номинальной производительности. Применение на этих линиях регулирующих разгруженных и соленоидных электромагнитных клапанов приводит к утечкам сжатого газа.


1.1.3 Свободный перепуск газа с нагнетания на всасывание (перевод компрессора на работу без противодавления)

Этот способ значительно экономичнее, чем дроссельный перепуск газа, поскольку перепускаемый со стороны нагнетания на сторону всасывания газ сжимается лишь настолько, чтобы преодолеть сопротивление, создаваемое клапанами и трубопроводом.



На рис. VI.1 представлена схема устройства для перевода двухступенчатого компрессора на работу без противодавления. При поступлении сигнала, вызывающего открывание перепускных клапанов, газ, сжатый I и II ступенями компрессора, свободно направляется на сторону всасывания. Обратный клапан препятствует утечке сжатого газа из системы, обслуживаемой компрессором. Потери энергии при изменении производительности компрессора переводом на работу без противодавления значительно ниже, чем при байпасировании.


1.1.4 Дросселирование газа во всасывающем трубопроводе и отключение всасывания

С уменьшением проходного сечения регулирующего клапана, установленного на всасывающем трубопроводе, снижается давление всасываемого компрессором газа и увеличивается его удельный объем. Это приводит к уменьшению массовой производительности регулируемой ступени компрессора. Характер процесса можно представить в виде упрощенных индикаторных диаграмм (рис. VI.1).



При изменении проходного сечения клапана и неизменном давлении нагнетания рн давление всасывания плавно изменяется от номинального рвс до рвc1, при котором производительность ступени оказывается меньше номинальной. Наконец, оно может быть доведено до давления pвс1 при котором производительность компрессора равна нулю, поскольку весь сжатый газ расширяется в цилиндре до начала всасывания, и всасывание свежих порций газа не происходит.

Поскольку степень сжатия с уменьшением производительности возрастает, температура нагнетания может достичь значений, недопустимых для нормальной работы компрессора. Поэтому плавно изменять производительность компрессора дросселированием на стороне всасывания можно только в ограниченных пределах, определяемых величиной мертвого пространства и свойствами компримируемого газа. Чтобы избежать высокого перегрева при дросселировании на стороне всасывания, необходимо полностью перекрыть всасывающий трубопровод. При этом после кратковременного переходного процесса, когда отсасывается оставшийся в трубопроводе газ и вследствие высокой степени сжатия конечная температура газа может оказаться большой, наступает режим работы, при котором газ не засасывается компрессором и его производительность равна нулю. Всасывающий трубопровод можно также полностью перекрыть непосредственным воздействием на всасывающий клапан, в частности, с безинерционным электромагнитным устройством. В качестве дроссельных органов на всасывающих трубопроводах компрессоров устанавливают регулирующие клапаны с пневматическим, электрическим или гидравлическим приводом.

Следует отметить, что дросселирование на всасывании не может использоваться при компримировании углеводородных газов, водорода, хлора и некоторых других газов, поскольку в этих случаях имеется возможность создания вакуума на всасывании, а следовательно, опасность подсоса в сжимаемый газ воздуха и паров воды из атмосферы, что недопустимо по условиям техники безопасности. Его применение в этих случаях возможно только при условии, если избыточное давление на всасывании будет поддерживаться не ниже 100-100мм вод. ст. В некоторых конструкциях компрессоров вакуум на стороне всасывания может привести к срыву подачи смазки. Иногда возможен и подсос смазки в цилиндр компрессора, что приводит к гидравлическим ударам. Чтобы избежать повышения температуры в конце сжатия, отключение всасывания иногда сочетают с переводом компрессора на работу без противодавления, как это описано выше.


1.1.5 Присоединение дополнительных мертвых пространств к полости цилиндра компрессора

Объемный коэффициент λv, в значительной мере определяющий коэффициент наполнения и производительность компрессора, может быть определен для идеального газа из уравнения


, (1.1)


где а - относительная величина мертвого пространства


; (1.4)


- степень сжатия; - показатель политропы конечных параметров газа в процессе расширения. Из уравнения (1.1) видно, что с ростом относительной величины мертвого пространства а объемный коэффициент будет уменьшаться и в пределе при


(1.5)


он, а следовательно, и производительность компрессора теоретически будут равны нулю. Таким образом, изменяя величину относительного мертвого пространства от номинального значения аном в пределах


(1.6)


можно плавно изменять производительность компрессора от максимальной до нуля, когда расширяющийся из мертвого пространства газ занимает весь объем цилиндра компрессора при давлении pвс и всасывания свежих порций.

Для определения требуемых объемов дополнительных мертвых пространств при их расчете можно исходить из того, что для снижении производительности одноступенчатого компрессора до m-й доли от номинальной (m может измениться от 1 до 0) необходимо увеличить относительный объем мертвого пространства а на величину ад так, чтобы


(1.7)


где - объемный коэффициент при снижении производительности.

Отсюда


, (1.8)


с учетом того, что


, (1.9)


можно записать


(1.10)


где - объем дополнительной полости.

Изменение давления всасывания при новой производительности должно быть учтено. Если при этом температура засасываемого газа не изменяется, то требуемый объем дополнительной полости составит


. (1.11)


Здесь штрихом обозначены значения величин после подключения дополнительного мертвого пространства. Определяя объем дополнительной полости для ступеней компрессора, работающих при высоких давлениях всасывания, следует также учитывать изменение коэффициента сжимаемости с изменением давления всасывания. В этом случае


, (1.11)


где kТ - температурный показатель адиабаты сжатия газа. Поскольку при милых размерах цилиндров высокого давления отвод тепла от газа пренебрежимо мал, процесс может рассматриваться как адиабатический. Производительность компрессора этим способом можно изменять периодически подключением к полости цилиндра неизменного по объему дополнительного мертвого пространства (ДМП) па части ходов поршня, а также на части хода сжатия или подключением ДМП изменяющегося объема.


1.1.6 Принудительное соединение полости цилиндра с нагнетательным или всасывающим трубопроводом на части ходов поршня

Как правило, полость цилиндра соединяют со всасывающим и лишь иногда с нагнетательным трубопроводом. Это осуществляется с помощью специального присоединяющего клапана, размещаемого в конструкции цилиндра компрессора, или воздействием на запорные органы всасывающих клапанов. В обоих случаях изменение производительности достигается открытием на части ходов поршня отверстия, расположенного так, что весь объем газа из полости цилиндра компрессора при ходе сжатия беспрепятственно выпускается на сторону всасывания или при ходе всасывания возвращается из нагнетательного трубопровода в полость цилиндра.




Выпускное отверстие может размещаться в конструкции нагнетательного или всасывающего клапана, а также в цилиндре компрессора. В качестве выпускного отверстия можно также использовать гнездо одного из всасывающих клапанов, запираемое специальным клапаном, или один из всасывающих клапанов, при чем когда он посажен в гнездо, соответствующая полость работает на минимальной производительности, а при его подъеме прекращается подача газа.

На рис. VI.1, а показан вариант конструкции исполнительного устройства со специальным клапаном. Перепускное отверстие перекрывается клапаном 1, который движется по направляющему поршню 4, жестко соединенному посредством штока 5 с крышкой 1. Пружина 1 и давление газа в цилиндре при ходе сжатия стремятся открыть проходное сечение клапана. При работе в режиме номинальной производительности эти усилии преодолеваются подводимым через штуцер 6 сжатым воздухом под давлением 0,5-0,8МПa (5-8кГ/см1) от ресивера. Развиваемое при этом усилие обеспечивает надежное запирание клапаном 1 отверстия в седле клапана. При необходимости разгрузить ступень компрессора линия, подводящая сжатый воздух штуцер 6, отключается от ресивера и соединяется с атмосферой. Усилием сжимаемого в цилиндре компрессора газа и пружины 1 клапан поднимается и открывает проходное сечение в седле. Особенностью конструкции является наличие направляющего поршня, благодаря чему значительно ищется усилие, необходимое для закрытия перепускного клапана, и соответственно - размеры узлов устройства. Однако при этом несколько увеличивается объем мертвого пространства, и для надежного запирания клапана необходимо тщательно устанавливать устройство и притирать клапан к седлу.

На рис. VI.1, б представлен вариант конструкции исполнительного устройства с применением в качестве выпускного клапана одного из прямоточных всасывающих клапанов компрессора. Сжатый воздух (или газ), подаваемый через штуцер 11, воздействует на двухпоршневой привод, который полый шток 9 с помощью направляющего поршня 8 обеспечивает посадку прямоточного всасывающего клапана 7 на седло в цилиндре компрессора. При срабатывании давления путем соединения штуцера 11 с атмосферой клапан под воздействием давлений в цилиндре и в полости всасывания и возвратной пружины перемещается вправо и открывает отверстие, соединяющее цилиндр компрессора с полостью всасывания. Демпфер 10, заполненный маслом, обеспечивает плавную посадку клапана в седло. Имеются также ряд типов исполнительных устройств, обеспечивающих соединение полости цилиндра со стороной всасывания на части хода сжатия.


1.1.7 Соединение полости цилиндра компрессора со стороной всасывания на части хода сжатия

Изменение производительности путем выпуска газа на части хода сжатия может быть осуществлено воздействием на всасывающие клапаны, как это описано ниже (динамический отжим всасывающих клапанов), или с помощью специального отверстия, размещенного в конструкции средней части цилиндра компрессора. Запирающий отверстие клапан управляется регулятором. При полном открытии отверстия компрессор на каждом ходе сжатия практически не сжимает газ до тех пор, пока поршень не перекроет отверстие в стенке цилиндра. Таким образом, при достаточно большом сечении отверстия сжимается лишь часть газа, находящаяся по ходу поршня за отверстием. Место расположения отверстия по длине цилиндра компрессоров простого действия определяет степень максимального снижения производительности. На цилиндре двойного действия оно размещается обычно на средней части его длины, и в этом случае снижение производительности достигает 10% ее номинального значения.

Обеспечивая открытие и закрытие проходного сечения перепускного клапана, можно осуществить двухпозиционное регулирование давления изменением производительности компрессора. По экономичности этот способ соответствует свободному перепуску газа, но вызывает меньшие потери энергии на перемещение газа в коммуникациях компрессора.

Если необходимо плавно изменять производительность, выпускной клапан можно устанавливать в любое положение - от полного открытия до полного закрытия. Чем больше дросселируется газ, тем более этот способ приближается к условиям байпасирования. Однако в этом случае оно происходит при меньшем перепаде давлений. Наличие отверстия в боковой стенке цилиндра может принести к неравномерному износу поршневых колец. Поэтому при больших относительно диаметра цилиндра размерах отверстия его выполняют не сплошным, а состоящим из ряда отверстий в стенке цилиндра, что создает более нормальные условия для работы поршневых колец. Но и в этом случае износ поршневых колец, стенок цилиндра и поршня вследствие несимметричности сил, действующих на поршень при открытом клапане, увеличивается.

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.

Основные задачи регулирования газовой турбины заключаются в том, чтобы, во-первых, обеспечить возможность ее работы при всех режимах, предусмотренных проектом и допускаемых конструкцией двигателя, и, во-вторых, поддерживать скорость вращения рабочей машины в заданных пределах, а также быстро и безопасно переводить двигатель с одного режима работы на другой. Первая задача относится к статике регулирования газовых турбин, вторая - к динамике регулирования.

Водяные или паровые турбинные установки имеют большие аккумуляторы воды или тепла, что дает возможность управлять машинами путем изменения расхода рабочего тела. Газотурбинные установки такими аккумуляторами не располагают, и единственным источником, позволяющим регулировать ход машины, является топливо, сжигаемое в камере сгорания. Путем изменения расхода тепла можно оказывать влияние на параметры газа перед турбиной, что, в свою очередь, сказывается на удельной выработке энергии и на расходе рабочего тела.

Таким образом, регулировать скорость газовой турбины можно путем воздействия регулятора 5 на распределительные органы топлива. Изменение расхода топлива прежде всего сказывается на температуре продуктов сгорания, а это, в свою очередь, вызывает изменение также других параметров газа. В зависимости от величины этих последних изменений будем различать регулирование с мало меняющимся (первого рода) и сильно меняющимся (второго рода) расходом воздуха.



Регулирование первого рода осуществляется путем изменения температуры газа перед турбиной Т1. Это средство является наиболее, простым и вместе с тем достаточно сильным для того, чтобы ГТУ могла работать на любом предусмотренном режиме. Вместе с изменением температуры меняются также давление и расход газа G турбиной. Поэтому на универсальной диаграмме (фиг.161) в зависимости от температуры Т1 меняется также характеристика турбины АВ. Изменение давления газа перед турбиной сказывается и на изменении количества воздуха AG, подаваемого компрессором.

Для одновальной газотурбинной установки, приводящей во вращение электрический генератор, изменение скорости вращения происходит лишь в небольших пределах, и рабочая линия изображается, на универсальной диаграмме приблизительно отрезком ab, находящимся на линии CD - характеристике компрессора, построенной для n=const (фиг.161). Точка а пересечения характеристик турбины и компрессора отмечает режим, при котором наступает материальный баланс и, следовательно, возможный режим установившейся работы ГТУ.



Возможно также дросселировать перед турбиной весь поток или его часть с целью изменения теплового перепада и расхода. Такой способ регулирования малоэкономичен, и он находит иногда применение лишь как вспомогательное средство, позволяющее осуществлять некоторые режимы работы газотурбинной установки. Регулирование первого рода при частичных нагрузках вызывает значительное снижение экономичности двигателя, главным образом вследствие падения температуры перед газовой турбиной.


Случайные файлы

Файл
33892.rtf
CBRR1093.DOC
129353.rtf
inv d.DOC
151494.rtf