Автор: Кузнецов Ю.В. Кузнецов М.Ю.
Теги: пневмоэнергетика машины и инструменты холодильная техника холодильное оборудование воздухоснабжение
ISBN: 5-7691-1842-3
Год: 2007
Похожие
Текст
РОССИЙСКАЯ АКАДЕМИЯ НАУК
УРАЛЬСКОЕ ОТДЕЛЕНИЕ
Ю.В. Кузнецов, М.Ю. Кузнецов
СЖАТЫЙ ВОЗДУХ
ЕКАТЕРИНБУРГ
2007
УДК 621.542.622.012.2
М57
Кузнецов Ю.В., Кузнецов М.Ю. Сжитый воздух. 2-е
изд., перераб. и доп. Екатеринбург: УрО РАН, 2007.
ISBN 5-7691-1842-3.
Изложены вопросы обработки, распределения и потребле-
ния сжатого воздуха на промышленных предприятиях. Особое
внимание уделено энергосбережению при производстве и по-
треблении сжатого воздуха. Приводятся методики и примеры
расчета элементов систем воздухоснабжеиия.
Рекомендуется для инженерно-технических работников
проектных институтов и предприятий, связанных с проектиро-
ванием, модернизацией и эксплуатацией систем воздухоснаб-
жения, а также для студентов и учащихся энергетических спе-
циальностей, изучающих дисциплину «Энергосбережение в
промышленности».
Рецензенты
докт. техн, наук проф. А.М. Дубинин
докт. техн, наух проф. Г.К. Смолин
К р 62(07) БО
8П6(03)1998
© Кузнецов Ю.В.,
Кузнецов М.Ю., 2007 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Второе переработанное издание книги «Сжатый воздух» со-
держит дополнительные сведения по современным эффектив-
ным компрессорным установкам общего назначения, новейшим
системам очистки и осушки сжатого воздуха и элементам пнев-
матики.
Книга может быть использована инженерно-техническими
работниками различных отраслей промышленности, а также
студентами вузов энергетических специальностей.
Авторы благодарят за содействие и помощь в издании книги
Российское представительство компании «Atlas Сорсо» (Швеция)
и ЗАО «УРАЛТЕХМАРКЕТ», г. Екатеринбург.
Авторы заранее благодарны за замечания и пожелания, вы-
сказанные по второму изданию книги, которые следует направ-
лять по адресу: 620219, г. Екатеринбург, ул. Первомайская, 91,
РИО УрО РАН.
Часть первая
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ
ТЕРМОДИНАМИКИ И ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ
Глава 1. ТЕРМОДИНАМИКА ИДЕАЛЬНЫХ ГАЗОВ
1.1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ
Термодинамическая система представляет собой совокупность
материальных тел, находящихся в механическом и тепловом
взаимодействии друг с другом и с окружающими систему внеш-
ними телами.
Выбор системы произволен и диктуется условиями решае-
мой задачи. Тела, не входящие в систему, называют окружаю-
щей средой. Система отделяется от окружающей среды кон-
трольной поверхностью (воображаемой оболочкой), которая
может быть закрытой, т. е. непроницаемой для вещества, или
открытой, если граница системы проницаема для вещества.
Система, не обменивающаяся с окружающей средой ни энер-
гией, ни веществом, называется изолированной в отличие от не-
изолированной, которая допускает обмен с окружающей средой
и теплотой, и работой. Если система не обменивается с окружа-
ющей средой только теплом, то она называется теплоизолиро-
ванной, или адиабатной. Система, имеющая во всех своих частях
однородный состав и физические свойства, называется однород-
ной. Однородная термодинамическая система, внутри которой
нет поверхности раздела фаз, называется гомогенной и гетеро-
генной, если состоит из двух или более фаз.
Примером гомогенной системы может служить атмосфер-
ный воздух, состоящий из механической (химически невзаимо-
действующей) смеси различных газов и водяного пара, а гетеро-
генной - туман, когда наряду с газовой фазой в системе присут-
ствует жидкая (взвешенные капли воды) или твердая (кристал-
лы льда) фазы.
4
В технической термодинамике изучаются системы, осуще-
ствляющие взаимное превращение теплоты и работы. Обычно
это газы и пары. Их называют рабочими телами.
1.2. ОСНОВНЫЕ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ
СОСТОЯНИЯ
Свойства каждой системы характеризуются рядом величин,
которые принято называть термодинамическими параметрами.
Внутренние параметры характеризуют внутреннее состоя-
ние системы, к основным из них относятся давление, темпера-
тура и удельный объем.
Внешние параметры определяют положение системы (ее ко-
ординаты) во внешних силовых полях и ее скорость.
Давление обусловлено взаимодействием молекул рабочего
тела с поверхностью и численно равно силе, действующей на
единицу площади поверхности тела по нормали к последней.
Возможные диапазоны давлений подразделяются на следую-
щие:
• атмосферное давление воздуха ря, оно измеряется баромет-
рами;
• избыточное давление рпзб (рман), оно измеряется манометрами;
• вакуумметрическое давление рвак (-рюе), оно измеряется ва-
куумметрами;
• абсолютное давление р (рабс).
Абсолютное давление применяется во всех термодинамичес-
ких расчетах и именно оно является параметром состояния рабо-
чего тела.
В зависимости от состояния
среды, находящейся под давлени-
ем выше или ниже атмосферно-
го, абсолютное давление равно
(рис. 1.1)
Р ~ Ркзб + Pa М Р — Рвак-
В международной системе
единиц (СИ) давление измеряет-
ся в паскалях (1 Па = 1 Н/м2). По-
скольку эта единица мала, удоб-
Рис. 1.1. К определению давления воздуха
Манометрическое давление
Атмосферное давление
Нулевое
Вакуумметрическое
давление
нее использовать кратные единицы: 1 МПа = 106 Па, 1 кПа = 103
Па, 1 гПа = 102 Па и 1 даПа =10 Па.
Наряду с международной системой единиц в технике до сих
пор используются внесистемные единицы для измерения не
только давления, но и энергии, мощности и др. Например, в за-
рубежной технологии сжатия воздуха давление, как правило, вы-
ражается в барах, 1 бар = 105 Па = 0,1 МПа. Кроме того, в зару-
бежных каталогах давление после компрессора, номинальное
давление в дополнительном компрессорном оборудовании
(фильтрах, охладителях, осушителях воздуха и др.) рассматрива-
ется как «эффективное давление» или «давление сжатия» и, по
сути, является избыточным (манометрическим) давлением. Если
не обратить на это внимание, то компрессор и дополнительное
оборудование могут быть выбраны на требуемое рабочее давле-
ние неправильно.
В России в технологиях сжатия газов и жидкостей, в мете-
орологии, медицине и других отраслях до сих пор используют-
ся внесистемные единицы измерения давления: 1 ат =
= 1 кгс/см2 = 98066,5 Па, или, округленно, 1 ат ~ 0,1 МПа,
1 мм вод. ст. ~ 9,81 Па или 1 мм вод. ст. ~ 10 Па = 1 даПа,
1 мм рт. ст. = 133,3 Па.
Подробнее о соотношении основных единиц в табл. П5.
Температура - величина, характеризующая степень нагрето-
сти тела. Она представляет собой меру средней кинетической
энергии поступательного движения молекул. Они движутся тем
быстрее, чем выше температура, и всякое движение прекраща-
ется при абсолютном нуле. На этом основана шкала Кельвина, а
в системе СИ единицей измерения температур является Кельвин
(К). На практике широко применяется градус Цельсия (°C). Со-
отношение между ними следующее:
Т, К = 273,15 +t, °C.
Заметим, что параметром состояния является абсолютная
температура, выраженная в кельвинах, но градус абсолютной
шкалы численно равен градусу шкалы Цельсия, так что dT = dt.
Удельный объем v - это объем единицы массы вещества. Ес-
ли однородное тело массой m занимает объем V, то, по опреде-
лению, v = Vim.
В системе СИ единица измерения удельного объема
есть м3/кг. Между удельным объемом вещества и его плотнос-
тью существует очевидное соотношение: р = 1/г?, кг/м3.
6
Для сравнения величин, характеризующих системы в одина-
ковых состояниях, вводится понятие «нормальные условия»:
физические -pG = 101,325 кПа (760 мм рт. ст.), TG = 273,15 К
(0 °C), р0 = 1,293 кг/м3; по ГОСТ 12449-80, р0 = 101,325 кПа, То =
= 293 К (20 °C), р0 = 1,205 кг/м3.
1.3. ИДЕАЛЬНЫЙ ГАЗ
Состояние термодинамической системы может быть равно-
весным и неравновесным. Если все термодинамические параме-
тры постоянны во времени и одинаковы во всех точках системы,
то такое состояние системы называют равновесным. Опыт пока-
зывает, что изолированная система с течением времени всегда
приходит в состояние равновесия и никогда самопроизвольно
выйти из него не может. В термодинамике рассматриваются
только равновесные системы.
Для гомогенной равновесной системы существует функцио-
нальная связь между параметрами состояния, которая называет-
ся уравнением состояния.
Практика показывает, что объем, температура и давление
таких простейших систем, как газы, пары и жидкости, связаны
термическим уравнением состояния
fip,v,T) = 0.
Конкретный вид уравнения состояния зависит от индивиду-
альных свойств вещества.
Опытным путем установлена и методами статистической фи-
зики доказана взаимосвязь между объемом, давлением и темпе-
ратурой газа при малых давлениях:
pvfT = const = R. (1.1)
Константа R, Дж/(кг-К), называется газовой постоянной и
для каждого газа имеет свое значение.
Используя понятие газовой постоянной, соотношение (1.1)
можно записать в виде
pv = RT. (1.2)
Газ, состояние которого точно описывается уравнением (1.2),
называется идеальным, а само уравнение термическим уравне-
нием состояния газа, или уравнением Клайперона.
7
Для т, кг, идеального газа уравнение состояния имеет вид
p-V = m-R-T. (1.3)
Уравнению Клайперона можно придать универсальную фор-
му, если отнести газовую постоянную к 1 кмоль газа, т. е. к ко-
личеству газа, масса которого в килограммах численно равна
молекулярной массе ц:
= (1.4)
где Гц - объем киломоля газа, а ц /? - универсальная газовая по-
стоянная. равная 8314,4 Дж/(кмоль-К).
Газовая постоянная 1 кг газа
Я = 8314,4/р. (1.5)
Каждый газ характеризуется теплоемкостью. В технических
расчетах оперируют удельной теплоемкостью газа, под которой
понимают отношение теплоты, полученной единицей количест-
ва вещества при бесконечно малом изменении его состояния.
В зависимости от выбранной единицы вещества различают:
удельную массовую теплоемкость, отнесенную к 1 кг газа с,
Дж/(кг-К); удельную объемную теплоемкость, отнесенную к 1 м3
газа с', Дж/( м3-К), и удельную мольную теплоемкость, отнесен-
ную к 1 кмоль газа см, Дж/(кмоль-К).
Теплоемкость является функцией процесса и не входит в чис-
ло термодинамических параметров. Это означает, что рабочее
тело в зависимости от процесса требует для своего нагревания
на один градус различного количества теплоты.
В термодинамике большое значение имеют удельная тепло-
емкость при постоянном давлении ср (изобарная теплоемкость),
равная отношению количества теплоты к изменению темпера-
туры газа в процессе при постоянном давлении, и удельная теп-
лоемкость при постоянном объеме cv (изохорная теплоемкость),
равная отношению количества теплоты к изменению темпера-
туры газа в процессе при постоянном объеме.
Для идеального газа связь между изобарной и изохорной теп-
лоемкостями определяется уравнением Майера
cp-cv = R, (1.6)
или ц<7, - цс„ = Ц-А = 8314 Дж/(кмоль-К).
8
Отношение ср к cv называется коэффициентом Пуассона, или
чаще показателем адиабаты к, является функцией от количест-
ва атомов в молекуле:
к = cjq, = 5/3 = 1,666 - для одноатомного газа,
к = 7/5 =1,4- для двухатомного газа,
к = 8/6 = 1,33 - для трехатомного газа и перегретого пара.
Удельные теплоемкости ср и cv в общем случае представляют
собой сложные функции температуры, поэтому в расчетах ис-
пользуют средние значения удельных теплоемкостей, обычно
заданные в табличной форме для определенных значений темпе-
ратур (см., например, значения ср в интервале температур от
-50 °C до 200 °C для сухого воздуха в табл. П6).
В большинстве теплообменников нагрев либо охлаждение
газов и паров протекает при постоянном давлении. Тогда тепло-
вая мощность, потребляемая, например, на нагрев массового
расхода тл, кг/с от ц до t2, составит
Q = т-ср{Т2-Тх), Вт. (1.7)
Заметим, что для жидкостей и твердых веществ ср = cv = с.
Глава 2. ОСНОВНЫЕ ЗАКОНЫ ТЕРМОДИНАМИКИ
И ПРОЦЕССЫ ИДЕАЛЬНЫХ ГАЗОВ
2.1. ПЕРВЫЙ ЗАКОН ТЕРМОДИНАМИКИ
Первый закон термодинамики представляет собой частный
случай общего закона сохранения энергии применительно к теп-
ловым явлениям. Когда обмен энергии производится только в
форме тепла и механической работы, уравнение первого закона
термодинамики для 1 кг однородного вещества имеет вид
du = dq-dl, (1.8)
пли для конечного процесса Дм = q-l, где Ли — изменение внут-
ренней энергии, Дж/кг; q — удельное количество тепла (считает-
ся положительным при подводе и отрицательным при отводе его
от системы), Дж/кг; I—удельная работа процесса (удельная рабо-
та расширения, считается положительной при отводе ее от сис-
темы), Дж/кг.
В дальнейшем параметры, отнесенные к единице вещества
(кг, м3 или кмоль) и обозначаемые строчными буквами, напри-
9
мер и, q, I и т. д., будем называть соответственно внутреннюю
энергию, теплоту, работу без упоминания удельной внутренней
энергии и т. д.
Внутренняя энергия - это энергия, заключенная в системе.
Она включает энергию поступательного, вращательного и коле-
бательного движений молекул и атомов, а также потенциальную
энергию сил взаимодействия между молекулами. Внутренняя
энергия есть однозначная функция состояния рабочего тела, по-
скольку кинетическая энергия молекул является однозначной
функцией температуры, а потенциальная энергия зависит от
среднего расстояния между молекулами и, следовательно, от за-
нимаемого объема V, т. е. является однозначной функцией V.
Поскольку внутренняя энергия есть функция состояния тела,
то ее изменение Ап в термодинамическом процессе не зависит от
его характера, а определяется только начальным и конечным
состоянием тела:
2
Ан = jdu = u2-
1
Внутренняя энергия идеального газа, в котором отсутствуют
силы взаимодействия между молекулами, не зависит от объема
газа или давления, а определяется только его температурой du =
= cv-dT, или для конечного процесса
Az/ = м2 - Mj = cv(Ti ~ T’i)- (1.9)
Количество тепла также может быть выражено через измене-
ние температуры газа:
q = c(T2-T}\ (1.10)
где с - теплоемкость газа в рассматриваемом процессе.
Величина работы в термодинамике, так же как и в механике,
определяется произведением действующей на рабочее тело си-
лы на путь ее действия.
Рассмотрим газ, заключенный в цилиндре с подвижным порш-
нем площадью F (рис. 1.2). Если газу сообщить некоторое количест-
во теплоты, то он будет расширяться, совершая при этом работу
против внешнего давления р, оказываемого на него поршнем. Газ
действует на поршень с силой, равной pF, и совершает элементар-
ную работу dL=pFdy, перемещая поршень на расстояние dy. Но Fay
10
Рис. 1.2. К определению ра-
боты расширения
представляет собой уве-
личение объема системы,
следовательно, dL = pdV.
При конечном изме-
нении объема
Для 1 кг массы рабочего тела
L Vl
i = ~~ JP^v- (1-11)
Работа l против сил внешнего давления, связанная с увеличе-
нием объема системы, называется работой расширения. Как уже
упоминалось, она считается положительной. Работа I, совершае-
мая внешними силами и связанная с уменьшением объема систе-
мы, называется работой сжатия. Эта работа отрицательная.
Поскольку в общем случае р величина переменная, то интег-
рирование уравнения (1.11) возможно лишь тогда, когда извес-
тен закон изменения давления р = f(v) в различных термодина-
мических процессах (см. подробнее п. 2.3).
В целях упрощения многих термодинамических расчетов час-
то используется функция h (для 1 кг массы системы), называемая
энтальпией. Эта функция равна сумме внутренней энергии систе-
мы и и произведения pv, т. е. h = и + pv. Поскольку и, р и v явля-
ются функциями состояния, то и энтальпия является функцией
состояния и должна определяться через основные параметры.
Вводя выражение для энтальпии h - и + pv в уравнение пер-
вого закона термодинамики, получаем это уравнение в другом
виде: dh = dq — vdp, или, для конечного процесса, ДЛ = <? + Zo, где
располагаемая работа
pi
lB = -jvdp.
Pl
(1-12)
11
Энтальпия идеального газа зависит только от его темпера-
туры dh - cpdT, или для конечного процесса Ah = h2 - hj =
= Ср(?2 ~7|).
2.2. ЭНТРОПИЯ. ТЕПЛОВАЯ S-, Г-ДИАГРАММА
Работа и теплота являются одним из видов обмена энергии
термодинамической системы с окружающей средой. Значение q,
как и /, можно определить интегралом, совпадающим по форме
с интегралом работы. Если давление определяет возможность
совершения работы (I = 0 при любом изменении объема v, если
р = 0), то температура является очевидным признаком возмож-
ности передачи энергии в виде теплоты. Параметр, который из-
меняется только от количества переданной теплоты, так же как
и объем при совершении работы, был предложен Клаузиусом и
назван энтропией s. Энтропия не может быть измерена каким-
либо образом, как, например, объем, и определяется расчетным
путем. По аналогии с интегралом работы удельное количество
теплоты
q = SjTds.
(1 13)
где s - удельная энтропия, Дж/(кг-К).
Для подсчета q необходима функциональная зависимость Т=
= f(s), так же как при определении количества работы нужна за-
висимость р = /(и).
Функциональные зависимости Т =fls) и р =f(v) определяют
термодинамические процессы, поэтому в термодинамике широ-
ко используются не только v-, р-координаты, характеризующие
совершаемую работу,
но и s-, Т- координаты,
характеризующие теп-
лообмен с внешней
средой (рис. 1.3). Пло-
Рис. 1.3. Перенос процесса
из v, р-диаграммы (а) в s-,
Т-диаграмму (6)
12
Рис. 1.4. s-, 7-диаграмма сухого воздуха
щадь под процессом 12 в v-, ^-диаграмме (рис. 1.3, а) соответст-
вует интегралу
2
I = J pdv
1
и характеризует полученную работу, если dv > 0, или затрачен-
ную работу, если dv < 0. Площадь под процессом 12 в s-, Т-диа-
грамме соответствует интегралу
2
q=jTds
1
и характеризует количество подведенной в процессе теплоты,
если ds > 0, или количество отведенной теплоты, если ds < 0;
s-, Т-диаграмма для воздуха приведена на рис. 1.4.
2.3. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ В ИДЕАЛЬНЫХ ГАЗАХ
Термодинамическим процессом, или просто процессом, на-
зывается совокупность последовательных состояний, через ко-
торые проходит термодинамическая система (рабочее тело) при
взаимодействии с внешней средой. Так, при перемещении порш-
ня в цилиндре объем, а с ним давление и температура находяще-
гося внутри газа изменяются, и таким образом совершается про-
цесс расширения либо сжатия газа. Любой произвольный про-
цесс можно описать, по крайней мере на небольшом участке,
уравнением
pvn = const, (1.14)
подбирая соответствующее значение п. Процесс, описываемый
уравнением (1.14), называется политропным. Показатель полит-
ропы п может принимать любое численное значение в пределах
от -оо до +©о, но для конкретного процесса он является величиной
постоянной. Из уравнения Клайперона и уравнения (1.14) не-
трудно получить функциональную связь между р, v и Т в любых
двух точках на политропе:
р2/Р1 = Ы»2У'- Т2/Т} = (vM-1-, Т2П\ = (р2/р^,п. (1.15)
14
Таблица 1.1
Характеристика термодинамических процессов
Политропный процесс в силу того, что его показатель п =
является обобщающим для всех процессов, в том числе
и для основных, весьма важных и в теоретическом, и в приклад-
ном отношениях: изохорного, протекающего при постоянном
объеме (л = ±°°); изобарного, протекающего при постоянном
давлении (л = 0); изотермического, протекающего при постоян-
ной температуре (п = 1,0); адиабатного, при котором отсутству-
ет теплообмен с окружающей средой (п = к).
Связь между параметрами p,vuT, формулы для подсчета ра-
боты расширения и количества подведенной теплоты для основ-
ных процессов сведены в табл. 1.1. Следует отметить, что в ука-
занные зависимости входят величины, отнесенные к единице мас-
сы рабочего тела (к 1 кг массы), и при этом предполагается, что в
ходе процесса количество рабочего тела не меняется. В пневмати-
ческих системах (компрессорах, двигателях) имеют место процес-
сы с переменным количеством воздуха и при их рассмотрении
иногда необходимо учитывать переменную массу газа и энергию,
которая подводится (отводится) с поступающим (вытекающем)
газом. На практике при термодинамических расчетах воздуха
пользуются параметрами сухого воздуха. Поправка на его влаж-
ность вносится только при особых требованиях к точности.
2.4. МАКСИМАЛЬНАЯ РАБОТОСПОСОБНОСТЬ
ПОТОКА. ЭКСЕРГИЯ
Максимальной работоспособностью потока, или эксергией
потока е рабочего тела, например сжатого воздуха, называется
максимальная удельная техническая работа, которую может со-
вершить рабочее тело в процессе равновесного перехода из со-
стояния р{ и Тъ в котором энтропия его равна д, и энтальпия А, в
состояние р0 и То с энтропией д0 и энтальпией h0:
Де = 1™с = (hl-hG)- T0(Si - д’0), Дж/кг. (1.16)
Как правило, параметры р0 и То заданы, и чаще всего это па-
раметры окружающей среды при нормальных условиях р0 =
= 0,1 МПа и То = 293 К. Тогда эксергию можно рассматривать
как функцию состояния рабочего тела.
Если в теплосиловую установку, производящую полезную ра-
боту Zmex, входит поток рабочего тела с параметрами р} и Тъ подво-
дится (отводится) теплота qx от источника (к источнику) с темпера-
16
турой источника Тцст, а из установки выходит поток рабочего тела
с параметрами р2 и Т2, то потеря работоспособности составит
Де = [(евх — Сц) — еВЬ1Х] — ZTex, (1.17)
где евх и евых определяются по формуле (1-16),
В величину Де входят потери работоспособности, обуслов-
ленные трением и теплообменом при конечной разности темпе-
ратур, а также потери теплоты установкой вследствие теплооб-
мена с окружающей средой. Следует заметить, что использова-
ние термина «энергия сжатого газа» для характеристики его со-
стояния в конце процесса сжатия не всегда удачно. В самом деле,
если под энергией сжатого газа понимать его энтальпию, то в
изотермическом процессе идеального газа она остается постоян-
ной, а для некоторых реальных газов может даже уменьшаться.
Отсюда единственно правильной мерой оценки работоспособно-
сти сжатого газа будет его эксергия.
Политропные процессы сжатия, рассмотренные выше, пока-
заны в диаграмме /г, е (рис. 1.5). В процессе изотермического
сжатия (7\ — const) приращение эксергии сжатого газа составля-
ет Деиз =е2 - еъ что можно трактовать как приращение эксергии,
затраченной только на увеличение давления, Дер = Деиз. В пока-
занном на рис. 1.5 приме-
ре при сжатии воздуха с
начальными параметрами
Р1 = 0,1 МПа и = 273 К
до давления р = 0,3 МПа
Дер = 87,2 кДж/кг. Изоэн-
тропный процесс 1-3 ха-
рактеризуется также при-
ращением эксергии при
том же интервале давле-
Рис. 1.5. Процессы сжатия в диа-
грамме h, I (при построении диа-
граммы приняты То — 273,15 К;
h0 = 273,32 кДж/кг; р0 = 0,1 МПа;
/о = О)
17
ний и дополнительным приращением эксергии = е3 — е2 =
= 15,7 кДж/кг, вызванным повышением температуры.
Суммарная эксергия сжатого газа е3 = Дер + Ас? =
= 102,9 кДж/кг. Общая удельная работа сжатия и перемещения
газа при этом составляет lki = АЛ3_, = h3 - Л, - 102,9 кДж/кг, и, та-
ким образом, равна суммарной эксергии е3. В политропном про-
цессе 1-4 при <7внеш = 0 ил = 1,5 >к удельная работа сжатия и пе-
ремещения газа равна lkl = h^-hx = 120,6 кДж/кг, а суммарная эк-
сергия сжатого газа уменьшается: е4 = Дер + Де" =108,1 кДж/кг,
где Де" - е4 - е2 = 20,9 кДж/кг.
2.5. УРАВНЕНИЕ ПЕРВОГО ЗАКОНА ТЕРМОДИНАМИКИ
ДЛЯ ПОТОКА
Первый закон термодинамики для потока формулируется
так: теплота, подведенная к потоку рабочего тела извне, расхо-
дуется на увеличение энтальпии рабочего тела (й2 - Л,), произ-
водство технической работы /тех и увеличение кинетической
энергии потока (с| - с?)/2:
С/и,™ = (Л2 “/>]) + /тех + (с? - СЙ/2. (1.18)
Применим первый закон термодинамики для потока к раз-
личным типам тепломеханического оборудования.
Теплообменный аппарат (в компрессорных установках -
это промежуточный и концевой холодильник, охладитель мас-
ла, охладитель системы электропривода), для него /тех = 0, а
(4 - с?)/2 « 7внеш, поэтому
9внеш — h? —
В теплообменнике давление рабочего тела изменяется незна-
чительно из-за сопротивления трения, поэтому процесс теплооб-
мена можно считать изобарным (р = const), тогда qp = ср(Т2 - 7\).
Последнее выражение очень часто используется в расчетах, так
как огромное количество процессов подвода теплоты в тепло-
энергетике (в паровых котлах, камерах сгорания двигателей и
др.) осуществляется при постоянном давлении.
Тепловой двигатель (в пневмосистемах - это пневмоцилиндр,
пневмомотор и др.). Обычно (cj - с?)/2 « а (?внеш = 0, поэтому
рабочее тело (сжатый воздух) производит техническую работу
за счет уменьшения энтальпии: /тех ~hl-h2- ДЛ0. Величину ДЛ0 =
= Л, - h2 называют располагаемым теплоперепадом.
18
Компрессор. Если процесс сжатия газа в компрессоре проис-
ходит без теплообмена с окружающей средой, ^внеш = 0, и q = с2,
что всегда можно обеспечить надлежащим выбором сечений
всасываемого и нагнетательного воздуховодов, то /тех = — Л2.
В отличие от теплового двигателя здесь Л] < Л2, т. е. техническая
работа в компрессоре затрачивается на увеличение энтальпии
газа.
Сопло. Специально спрофилированные каналы для разгона ра-
бочей среды и придания потоку определенного направления назы-
ваются соплами. Техническая работа в них не совершается, /тех = О,
а при небольшой длине сопла и малом времени контакта потока со
стенками теплообменом между ними можно пренебречь, считая
процесс истечения адиабатным (<7внеш = 0), и тогда (с2 — с?)/2 = Л, —
— Л2. Следовательно, ускорение адиабатного потока происходит
за счет уменьшения энтальпии, а для идеального газа — за счет
уменьшения температуры, т. е. (с2 - с?)/2 = ср(Т2 - Т,).
Глава 3. ОСНОВНЫЕ ЗАКОНОМЕРНОСТИ
- ИСТЕЧЕНИЯ ГАЗОВ
3.1. УРАВНЕНИЕ НЕРАЗРЫВНОСТИ ПОТОКА
Условие неразрывности одномерного стационарного потока,
параметры которого зависят только от одной координаты и не
зависят от времени, заключается в одинаковости массового рас-
хода m рабочего тела в любом сечении F канала:
m = Fc/v = const.
3.2. СКОРОСТЬ ИСТЕЧЕНИЯ ИЗ СОПЛА
В соответствии с частным видом уравнения (1.18) скорость
потока на выходе из сопла при постоянных параметрах ръ 1\, сi
и т. д. перед соплом
с2 =-^2(hl .
Для достаточно большого входного сечения сопла q = 0 и
с2 = “^2)-
В адиабатном процессе истечения идеального газа из сопла h =
= Ср'Ги
Г?/- 7
с2 = 1-Р * L м/с, (1.19)
UK-1 I )
где Р = р21р\ — перепад давления на сопле.
Массовый расход газа т через сопло с сечением F на выходе
равен
2к п - — I
m = F ----— р1-Р Л , кг/с. (1.20)
v к -1 Vj I I
Из соотношений (1.19) и (1.20) следует, что с уменьшением про-
тиводавления р2 скорость и массовый расход увеличиваются. Од-
нако эта тенденция сохраняется до критического отношения
давлений
к
Ркр U+1J ’
для двухатомных газов и в, частности для воздуха, к = 1,4 и Ркр =
= 0,528. Далее скорость потока и массовый расход становятся
постоянными и независимыми от противодавления р2- Критиче-
ская скорость истечения и критический массовый расход газа по-
сле подстановки Ркр в формулы (1.19) и (1.20) будут соответст-
венно равны
mKf,=b-F^pilvl,
(постоянные а и Ъ для воздуха соответственно равны 1,08 и
0,686).
3.3. ИСТЕЧЕНИЕ ГАЗА ИЗ СОПЛА ЛАВАЛЯ
Для того чтобы увеличить скорость газа в сопловом насад-
ке, необходимо весь располагаемый теплоперепад ДА = (Aj - й2),
соответствующий полному перепаду давлений от р\ до р2, пре-
20
вратить в кинетическую энергию в пределах самого сопла, рас-
положив за его коноидальной частью приставку, в которой
происходило бы расширение газа от ркр до р? (рис. 1.6). Сопло с
коноидальной расширяющейся частью носит название сопла
Лаваля и применяется для истечения газа в сверхзвуковой обла-
сти. В наименьшем сечении ГП11П (горловине сопла) достигается
критическая'скорость: в расширяющейся части скорость увели-
чивается с > скр, а массовый критический расход при этом не
изменяется.
Если длину расширяющейся части сопла выбрать соответст-
вующим образом, то в выходном сечении (устье) сопла можно
получить давление, равное давлению окружающей среды. Одна-
ко чтобы сопло Лаваля работало в расчетном режиме, угол его
конусности у должен быть в пределах 8-10 град, тогда струя га-
за не отрывается от стенок расширяющейся части сопла и запол-
няет все ее сечение.
3.4. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ПРОЦЕСС ИСТЕЧЕНИЯ
В реальных условиях вследствие трения потока о стенки ка-
нала и внутреннего трения между струйками потока часть ки-
нетической энергии теряется, превращаясь в теплоту. Действи-
тельная скорость потока становится меньше расчетной, что
учитывается скоростным коэффициентом сопла <рс, т. е. сд =
= <рс-с. Для хорошо спрофилированных и обработанных сопел
срс = 0,95-0,98.
Особенностью истечения газа из отверстий в плоской стенке,
цилиндрических и коноидальных сопел является уменьшение по-
перечного сечения струи (рис. 1.7). Наименьшее сечение струи
находится на некотором расстоянии от геометрического сечения
21
Рис. 1.7. Формы струи газа, вытекающего из отверстия с острыми кромками
(а) и цилиндрического насадка (б)
выхода и определяет массовый расход газа. Если обозначить от-
ношение у — fmJF как коэффициент сжатия струи, то действи-
тельный расход газа тп — цс-/и, где цс = \у <рс называется коэффи-
циентом расхода отверстия или сопла.
Пример 1.1. Определить теоретические значения скорости
истечения и расхода воздуха, вытекающего из воздухопровода
через отверстие с диаметром 5 мм в атмосферу. Абсолютное
давление в воздухопроводе 0,15 МПа, температура 20 °C. Баро-
метрическое давление 0,1 МПа.
Перепад давлений на сопле
= 0,1-10 = > =
Н Р1 0,15-Ю5 Нкр
поэтому условия истечения воздуха докритические. Удельный
объем воздуха в воздухопроводе
RT 287-293 ... 3/
и, =----- =----т- - 0,56 м /кг.
1 д 0,15-Ю6
Скорость истечения
с= КТ. fl-В ‘ ]= I 2'1’4 287-293И-0,67 14 |=252 м’/кг.
Й*-1) [ J Й1Л-1) I I
Массовый расход
22
= —52-10'€
4
2k Pj
k-lvi
' 2 4+1
P‘-P ‘
' 2-1,4 0,15-10*
(1,4-1) 0,56
2 (1,4+1)
0,67м-0,67 M
= 6,63-10 З.кг/с.
m = F
Пример 1.2. Воздух при давлении pv - 0,5 МПа и температу-
ре 27 °C вытекает из сопла Лаваля в атмосферу с давлением р2 =
= 0,1 МПа. Диаметр минимального сечения сопла 12 мм. Угол
его конусности принят 10 град, коэффициент скорости срс = 0,96,
коэффициент расхода |1С = 0,95. Определить размеры сопла.
Значение v} определим из начальных условий:
R-T 287-300 3/
v.=-----=-------= 0,1722 м3/кг.
Ру 0,5-106
Критическое давление, устанавливающееся в минимальном
сечении сопла,
Ркр = Ркр'А = 0,528-0,5-106 = 0,264 МПа.
и значение критического удельного объема
Ч™ = Ч — = о,1722|—!—У'4 = 0,272 м3/кг.
Р l0,528j
Скорость воздуха в минимальном сечении сопла
скр =1,08<р,^/?-7’1 = 1,08-0,96^287-300 = 304 м/с.
Критический массовый расход воздуха
ткр = 0,686 цс F^=0,686-0,95^I22 -10^ х
/о,5-Ю6
1 0,1722
= 0,125 кг/с.
23
Удельный объем воздуха в выходном сечении
«2 = «11 — Г =0,1722| 0,5 В * 10 Г'4 =0,5436 м3/кг.
\p2J (0,1105J '
Скорость истечения воздуха из сопла
Площадь выходного сечения сопла
f = mw-v2 _ 0,125-0,5436 = 0 00015,10б м2 = 150 мм2
с 452
Диаметр выходного сечения сопла
</2=J—= 13,84мм.
Длина расширяющейся части
, d-d0 13,84-12,0
2tgy/2 2tgl0/2
Общая длина сопла Лаваля, длина сужающейся его части и
входной диаметр выбираются из конструктивных соображений.
3.5. ИСТЕЧЕНИЕ ГАЗА ИЗ ПОСТОЯННОЙ ЕМКОСТИ
ЧЕРЕЗ ОТВЕРСТИЕ С ПОСТОЯННЫМ СЕЧЕНИЕМ
В практике часто встречаются случаи истечения газа из сосу-
да ограниченной емкости, когда по мере уменьшения массы газа
внутри сосуда параметры газа в нем оказываются переменными
24
по времени. При решении такой задачи необходимо определить
или время падения давления внутри емкости от начального до за-
данного конечного, или конечное давление, которое установится
в емкости по окончании заданного отрезка времени. Для пневмо-
системы представляет интерес случай изотермического истечения
воздуха из сети сжатого воздуха через различные неплотности
(эквивалентное отверстие постоянного сечения), когда поступле-
ние сжатого воздуха в сеть прекращается и пневмоприемники не
работают. Если истечение начинается в сверхзвуковой области
₽=р2/Р1<Ркр = 0,528
и заканчивается на границе сверх- и дозвуковой областей 0 = Ркр
(р2 - текущее давление в емкости при ее опорожнении), то время
истечения для этого случая
где Vc = const — емкость сети сжатого воздуха, м3; Fy = const — сум-
марное сечение отверстий, м2; ц = 0,95 - коэффициент расхода;
b = 0,686; Ру Vj - начальные параметры сжатого воздуха (на мо-
мент перекрытия поступления воздуха в систему).
Фиксируя время падения давления от рг до р2, можно опреде-
лить по формуле (1.21) сечение выпуска Fy и далее непроизводи-
тельные утечки сжатого воздуха из сети:
- 0,686 Fy ylPi/vlt кг/с. (1.22)
Объемные часовые утечки воздуха, приведенные к нормаль-
ным условиям, равны
Ууг = 3600-^/1,205 3000-myr, м3/ч.
Глава 4. ЗАКОНОМЕРНОСТИ ПЕРЕНОСА ТЕПЛОТЫ
4.1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ
Самопроизвольный процесс переноса теплоты в пространст-
ве возникает под действием разности температур и направлен в
сторону уменьшения температуры. Теплота может распростра-
25
няться в любых веществах и даже через вакуум. Перенос ее осу-
ществляется различными способами: теплопроводностью, кон-
векцией и излучением, причем часто эти процессы протекают
одновременно. Например, конвективная теплоотдача от газа к
стенке практически всегда сопровождается параллельным пере-
носом теплоты излучением.
Интенсивность переноса теплоты характеризуется плотнос-
тью теплового потока, т. е. количеством теплоты, передавае-
мой в единицу времени через единичную площадь поверхности.
Эта величина измеряется в Вт/м2 и обычно обозначается q.
Количество теплоты, передаваемой в единицу времени че-
рез произвольную поверхность F, в теории теплообмена приня-
то называть мощностью теплового потока, пли просто тепло-
вым потоком, и обозначать буквой Q. Единицей ее измерения
служит Дж/с, т. е. Вт.
Следует обратить внимание на то, что в термодинамике теми
же буквами обозначаются другие величины: Q — количество теп-
лоты, Дж, q - удельное количество теплоты, отнесенное к еди-
нице массы рабочего тела, Дж/кг.
4.2. ТЕПЛОПРОВОДНОСТЬ
Во всех веществах теплота передается теплопроводностью
за счет переноса энергии микрочастицами. При стационарном
режиме через однородную плоскую стенку это определяется
формулой
е = (Гс1-42)/^2,Вт, (1.23)
где (zcl - zc2) - разность температур на поверхности стенки; RK =
= 8/FX — термическое сопротивление стенки, K/Вт, где в свою
очередь 8 - толщина стенки, м; F - поверхность теплообмена, м2;
X - коэффициент теплопроводности стенки, Вт/(м-К).
Формулой (1.22) можно пользоваться и для расчета теплово-
го потока через стенку, состоящую из нескольких плотно приле-
гающих друг к другу слоев разнородных материалов. Термичес-
кое сопротивление такой стенки равно сумме термических со-
противлений отдельных слоев:
26
В формулу (1.23) нужно подставить разность температур в
тех точках (поверхностях), между которыми «включены» все
суммируемые термические сопротивления, т. е. в данном случае
Для цилиндрической однородной стенки в формуле (1.23)
термическое сопротивление имеет вид
/?х=—!—In-i,
х 2лМ d,
где / - длина цилиндрической стенки, м; d2, d} - наружный и вну-
тренний диаметры стенки соответственно, м.
При значениях d2/dx, близких к единице, расчет должен про-
водиться с высокой точностью, поскольку небольшая погреш-
ность, допущенная при определении этого отношения, дает зна-
чительную ошибку при вычислении логарифма.
Для определения теплового потока через многослойную ци-
линдрическую стенку следует, как и для многослойной плоской
стенки, просуммировать термические сопротивления отдельных
слоев:
6“('е, '<„+1))/^
Л " 1 Я
ы d.
(1.24)
4.3. КОНВЕКЦИЯ
Процесс теплообмена между поверхностью твердого тела и
жидкостью называется теплоотдачей. Согласно закону Ньюто-
на-Рихмана, тепловой поток в процессе теплоотдачи при разных
температурах стенки tc и жидкости 1Ж равен
Q = a-F(tc - Гж), Вт. (1.25)
Разность (fc - берут по абсолютной величине, так как не-
зависимо от направления теплового потока Q значение его при-
нято считать положительным. Коэффициент пропорционально-
сти а называется коэффициентом теплоотдачи, измеряемым в
Вт/(м2-К). Коэффициент теплоотдачи, характеризующий интен-
27
сивность процесса переноса теплоты, обычно определяют экс-
периментально, объединяя опытные данные в безразмерные
комплексы. Безразмерный коэффициент теплоотдачи представ-
лен числом Нуссельта
Nu = а-/А*,
(1.26)
где I - характерный размер поверхности теплообмена; - ко-
эффициент теплопроводности жидкости.
Число Рейнольдса выражает отношение сил инерции (скоро-
стного напора) к силам вязкого трения:
Re = CjKZ/vx, (1.27)
здесь сх - скорость потока относительно поверхности теплооб-
мена; vx - коэффициент кинематической вязкости жидкости.
Число Прандтля состоит из величин, характеризующих теп-
лофизические свойства вещества,
Рг = Сж-мА О-28)
где рж - плотность жидкости.
Число Прандтля является теплофизической константой ве-
щества, и его значение приводится в справочниках.
В случае естественного движения жидкости относительно
поверхности теплообмена (естественной конвекции) скорость
жидкости вдали от поверхности сж = 0 и соответственно Re = О,
но на теплоотдачу будет влиять подъемная сила, которая пере-
мещает прогретую жидкость вверх без каких-либо побуждаю-
щих устройств - насоса, вентилятора и др. Это приводит к появ-
лению другого безразмерного параметра - числа Грасгофа:
Gr = gP(zc-fx)/3/vx2, (1.29)
где g = 9,81 м/с2 — ускорение силы тяжести; Р - коэффициент
объемного расширения жидкости, 1/К.
Для газов, в частности для воздуха, р = 1/7"в = 1/(гв + 273).
Большинство расчетов процессов теплообмена в пневмати-
ческих системах связано с определением коэффициента тепло-
отдачи при вынужденном движении (конвекции) теплоносителя
(воздуха) внутри труб либо с поперечным обтеканием потоком
воздуха одиночной трубы (пучка труб) в условиях вынужденной
и естественной конвекции. Критериальные уравнения теплоот-
дачи для воздуха как теплоносителя представлены в табл. 1.2.
28
Таблица 1.2
Критериальные уравнения расчета теплоотдачи (теплоноситель - воздух)
Условие теплообмена Критериальное уравнение
Вынужденная конвекция: поперечное обтекание одиночной трубы Поперечное обтекание пучка труб (шах- матное расположение труб) Течение теплоносителя внутри трубы Естественная конвекция относительно горизонтальной трубы вертикальной трубы Nu = 0,49Re°-5 при Re < 103 Nu = 0,245Re06 прн Re > 103 Nu = 0,49Re°-s при Re < 103 Nu = O,35Re0 6 при Re > 103 Nu = 0,01 SRe0-8 Nu = 0,4601е25 при 103 < (Gr-Pr) < 108 Nu = 0,6950^ при 103 < (Gr-Pr) < 109 Nu = 0,133Gr°-33 при (Gr-Pr) > 109
Пример 1.3. По трубе с внутренним диаметром d = 100 мм
движется сжатый воздух со скоростью с = 10 м/с. Давление воз-
духа р = 0,7 МПа, средняя температура t = 100 °C. Определить ко-
эффициент теплоотдачи от потока воздуха к стенке трубы.
Теплофизические свойства сухого воздуха при температуре
100 °C следующие: Хв = 3,2140~2 Вт/(м К), vB = 23,13-Ю-6 м2/с (см.
табл. П6). рЕ = 6,42 кг/м3 (см. табл. 1.3).
Число Рейнольдса Re = = С 0Л*6>42 _ 2 93. jq5
vB Ив 21,9 40^
Число Нуссельта Nu = 0,018 Re0-8 = 0,018(2,93-IO5)08 = 425,37.
тл Nu-X„ 425,37-3,21-10-2 „ ,, ,
Коэффициент теплоотдачи сс= " =—-——--------=136,5 ВтДьг-К).
Пример 1.4. Вычислить потери теплоты в единицу времени
с 1 м2 поверхности горизонтальной трубы диаметром dv =
= 108 мм, которая охлаждается свободным потоком воздуха.
Температура поверхности tc = 100 °C, температура окружаю-
щей среды г0 = 20 °C.
Теплофизические свойства сухого воздуха при температуре
20 °C следующие: = 2,5940-2Вт/(м-К); v0 = 15,06-Ю-6 м2/с.
Число Грасгофа Gr = g |3(rc - r0)tg/vg = 9,81(100 20)0,108* =: 486.10?
(273 + 20)(15,0б-10’6)
29
Число Нуссельта: Nu = 0,46Gr°-25 = 0,46(1,486-IO7)025 = 28,56.
тл -u-l Nu-L. 28,56-2,59-10-2
Коэффициент теплоотдачи a=—1 =---------------------- - 6,85 ВтДм • К).
Потери теплоты в единицу времени с единицы поверхности
трубы
q = a(rc - r0) = 6,85(100 - 20) = 548 Вт/м2.
4.4. ИЗЛУЧЕНИЕ
Тепловое излучение есть результат превращения внутренней
энергии тел в энергию электромагнитных колебаний. При попа-
дании тепловых лучей (волн) на другое тело их энергия частич-
но поглощается им, вновь превращаясь во внутреннюю. Так осу-
ществляется лучистый теплообмен между телами. Тепловое из-
лучение начинает играть заметную роль в общем потоке тепла
совместно с конвекцией, когда температура поверхности излуче-
ния становится более 50 °C, и преобладает, когда температура
становится более 300 °C. Формула для полного теплового пото-
ка излучением имеет вид
где е - степень черноты излучаемого тела; Со = 5,67 Вт/(м2-К4) -
коэффициент излучения абсолютно черного тела; F — площадь
теплообменной поверхности, м2; Т\, Т2 — температура излучаю-
щего и поглощающего тела соответственно.
Считается, что конвекция и излучение не влияют друг на дру-
га. Коэффициент теплоотдачи конвекцией рассчитывают по
формулам, приведенным в табл. 1.2, а под коэффициентом тепло-
отдачи излучением ц1 понимают отношение плотности теплового
потока излучением qn к разности температур поверхности и газа
(окружающей среды):
«л = - О = Q„/F(tc “ to)'
Пример 1.5. Вычислить потери теплоты излучением в едини-
цу времени с 1 м2 поверхности горизонтальной трубы диаметром
30
= 108 мм. которая находится в среде атмосферного воздуха.
Температура поверхности /с = 100 °C, температура окружающей
среды t0 - 20 °C. Определить при этом коэффициент теплоотда-
чи излучением. Для окисленной стали е = 0,8.
Тепловой поток излучением с 1 м2 трубы
= 0,8-5,67
= 543,7 Вт/м2.
Коэффициент теплоотдачи излучением
0Сл = яЖ - и = 543,7/(100 - 20) = 6,8 Вт/(м2-К).
Как видно из примера, даже при низких температурах вклад
излучения в теплообмен между поверхностью и газом может
быть значительным, особенно при низкой интенсивности тепло-
отдачи конвекцией (см. пример 1.4).
Суммарное значение коэффициентов теплоотдачи от по-
верхности трубы (по примерам 1.4 и 1.5) составляет
а = ак + а,, = 6,85 + 6,8 = 13,65 Вт/(м2-К).
4.5. ТЕПЛОПЕРЕДАЧА
Теплопередача — это стационарный процесс переноса теп-
лоты от одного теплоносителя к другому через разделяющую
их стенку. Примером в пневмосистемах может служить охлаж-
дение сжатого воздуха в неизолированном стальном трубопро-
воде, когда температура окружающей среды ниже, чем темпе-
ратура сжатого воздуха. Тепловой поток при теплопередаче
между двумя теплоносителями, имеющими температуры >
> *ж2, Равен
С-('ж1 р+/^ + „ р ]“
/ \ i * 1 • 2 J
— 0ж1 *ж2 )/( &а\ + + ^а2 ) “ (*ж! *ж2 )/^к
(1.31)
31
Величина Ra = l/(aF) называется термическим сопротивле-
нием теплоотдачи, а суммарное термическое сопротивление RK —
термическим сопротивлением теплопередачи.
Формула (1.31) пригодна для расчета процесса теплопереда-
чи через любую стенку — плоскую, цилиндрическую, одно- и
многослойную и др. Отличия при этом будут только в расчетных
формулах для F? (см. уравнение для теплопроводности). В случае
теплопередачи через плоскую стенку, для которой = 8A-F , а
площади поверхностей плоской стенки одинаковы с обеих сто-
рон (F, = F2 = F)
Q = kF\t^-t^ (1.32)
где коэффициент теплопередачи
В случае многослойной стенки (изоляция наложена на нагре-
тую поверхность, накипь на стенке трубы и др.) вместо отноше-
ния 8/Л в формулу (1.33) следует подставлять сумму этих отно-
шений для каждого слоя.
Коэффициент теплопередачи есть чисто расчетная величи-
на, которая определяется коэффициентами теплоотдачи с обеих
сторон стенки и ее термическим сопротивлением Fx. Важно под-
черкнуть, что коэффициент теплопередачи никогда не может
быть больше аъ «2 и Z/S. Более всего он зависит от наименьше-
го из этих значений, оставаясь всегда меньше его. Коэффициен-
том теплопередачи пользуются и при расчете теплового потока
через тонкие цилиндрические стенки (трубы), если djdm < 1,5:
Q = k'Fтр(кж1 — (»?)• (1-34)
Площадь поверхности трубы FTp считают при этом с той сто-
роны трубы, с которой коэффициент теплоотдачи меньше.
Условия эксплуатации магистральных и цеховых воздухо-
проводов характеризуются теплообменом через цилиндричес-
кую стенку между нагретым сжатым воздухом и более холодной
окружающей средой. Коэффициент теплоотдачи при естествен-
ной конвекции с наружной поверхности трубы всегда меньше
коэффициента теплоотдачи при вынужденном движении потока
внутри трубы. Кроме того, термическим сопротивлением стенки
32
трубы R} = 8/Х в практических расчетах теплообмена неизолиро-
ванных воздухопроводов можно пренебречь, поскольку «
« R™,r\ В строительстве магистральных воздухопроводов в ос-
новном применяются стальные трубы (X = 50 Вт/(м-К)) со стен-
кой 6-24 мм; отсюда RK = (1,2-4,8)10^ (м2-К)/Вт.
Усредненная величина коэффициента теплоотдачи от стен в
зимних условиях приведена в СНиП 11-3-79* «Строительная теп-
лотехника» Он = 23 Вт/(м2-К). Следовательно, R" ~ 4,3-10-2
(м2-К)/Вт. Расчеты показывают, что для горизонтальных труб
этот показатель выше и в зависимости от расположения трубы
на земле или на эстакаде при обдуве ее ветром в зимних услови-
ях ~ 0,1-1,0 (м2-К)/Вт. Таким образом, Д’? « и формула
коэффициента теплопередачи (1.33) для тепловых расчетов не-
изолированных магистральных воздухопроводов упрощается:
1
* = 1,
_ «1«2
(1-35)
/ ка1 а2> (а1‘а2)
У рекуперативного теплообменника температуры теплоно-
сителей изменяются по длине поверхности теплообмена, а вмес-
те с ними меняются и теплоемкости теплоносителей. Поэтому
уравнение (1.32) для расчета теплового потока имеет другой вид:
Q = FF-ДГ, (1.36)
где среднелогарифмический температурный напор
_=(^-ду
(1.37)
1п^
ч,
и в свою очередь Д/б, Д/м - наибольший и наименьший перепад
температур на концах теплообменника.
В частном случае охлаждения потока сжатого воздуха в тру-
бе от температуры ц до г2 в условиях постоянной температуры
окружающей среды /0 формула (1.37) упрощается:
Дг =
(1.38)
33
Вывод формул для среднелогарифмического температурно-
го напора (1.37), (1.38) сделан в предположении, что расход и
теплоемкость рабочих теплоносителей, а также коэффициент
теплопередачи вдоль поверхности нагрева остаются постоянны-
ми. Так как в действительности эти условия выполняются лишь
приближенно, то и вычисленное по формулам (1.37), (1.38) зна-
чение Az также приближенно.
Глава 5. СВОЙСТВА СУХОГО И ВЛАЖНОГО ВОЗДУХА
5.1. АТМОСФЕРНЫЙ ВОЗДУХ
Атмосферный воздух представляет собой механическую
смесь газов. Различают постоянные, переменные и случайные
составляющие воздуха. По постоянным компонентам состав
воздуха следующий:
Газ...........................
Азот .........................
Кислород .....................
Аргон.........................
Неон и другие инертные газы...
По объему, % По массе, %
78,16 75,50
20,90 23,20
0,93 1,28
0.01 0.02
Состав воздуха по постоянным компонентам одинаков до
100 км по высоте и над любой точкой земной поверхности.
К переменным составляющим воздуха относятся углекислый
газ и водяной пар. Содержание углекислого газа изменяется в
пределах ±0,01 % от средней величины 0,03 об.%. Количество
водяного пара в воздухе зависит от метеорологических условий
в данный момент (температуры, барометрического давления,
скорости и направления ветра), а также от наличия источников
испарения воды и колеблется в широких пределах: от малых до-
лей до 4 мас.%. К случайным составляющим относятся твердые
и газообразные примеси, а также пары и капельки жидкостей,
происхождение которых определяется производственной дея-
тельностью человека, выбросами природных газов в атмосферу,
распылением горных пород и почвы и др.
5.2. ФИЗИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА СУХОГО ВОЗДУХА
Смесь газов, содержащихся в атмосферном воздухе без водя-
ного пара и загрязнении, называется сухим воздухом.
34
Таблица 1.3
Зависимость плотности сухого сжатого воздуха
от давления и температуры, кг/м3
Давление,
МПа (ат)
Температура, °C
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
0,101 (1,033)
0,1962 (2,0)
0.2943 (3,0)
0,3924 (4,0)
0,4905 (5,0)
0,5886 (6,0)
0,687 (7,0)
0,7848 (8,0)
0,884 (9,0)
0,981 (10.0)
1,293
2,50
3,75
5,00
6,25
7,50
8,75
10,00
11,25
12,50
1,205
2,33
зло
4,67
5,84
7,0
8,17
9,34
11,25
11,67
1,128
2,19
3,27
4,37
5,46
6,56
7,65
8,74
10,51
10,93
1,060
2,05
3,08
4,11
5,14
6,16
7,19
8,22
9,25
10,27
1,00
1,94
2,91
3,88
4,85
5,81
6,78
7,75
8,72
9,69
0,946
1,83
2,75
3,67
4,59
5,50
6,42
7,34
8,25
9,17
0,898
1,74
2,61
3,48
4,35
5,22
6,09
6,96
7,83
8,70
0,854
1,66
2,48
3,31
4,14
4,97
5,80
6,63
7,45
8,28
0,815
1,58
2,37
3,16
3,95
4,74
5,53
6,32
7,90
0,779
1,50
2,26
3,03
3,78
4,50
5,28
6,15
6,80
7,56
0,746
1,44
2,16
2,90
3,62
4,35
5,05
5,90
6,50
7,25
Плотность воздуха (р) зависит от давления и температуры.
При сжатии воздуха и его составляющих до давлений 10 МПа и
температуры более 273 К плотность воздуха вычисляется по
уравнению состояния идеального газа:
p=plRT.
Сжатый воздух общепромышленного назначения имеет дав-
ление до 1,5 МПа и температуру не выше 200 °C. Значения плот-
ности воздуха в диапазоне давлений до 1,0 МПа и температур до
200 °C представлены в табл. 1.3.
Газовая постоянная сухого воздуха может быть определена
по формуле (1.5):
Rcs = 8314,4/цс = 8314,4/28,9645 = 287,055 Дж/(кг-К) = 287 Дж/(кг-К),
где цс - мольная масса газов, составляющих сухой воздух, по
шкале углерода-12 равна 28,9645 кг/кмоль.
Удельные массовые изобарная ср и изохорная cv теплоемко-
сти практически остаются постоянными в диапазоне рабочих
температур сжатого воздуха. Например, удельная изобарная
теплоемкость в диапазоне температур от 0 до 200 °C изменяется
от 1,005 до 1,026 кДж/(кг-К) (см. табл. П6).
Коэффициент динамической и кинематической вязкости.
Вязкость есть физическое свойство вещества (жидкости, газа,
твердого тела) оказывать сопротивление перемещению одной
35
его части относительно другой. Количественно вязкость харак-
теризуется коэффициентом динамической вязкости (внутренне-
го трения, абсолютной вязкости), который представляет собой
коэффициент пропорциональности в уравнении
F = Ц dddn,
где F - касательное напряжение сдвига на единицу поверхности;
с - скорость жидкости; п - нормаль к поверхности.
Динамический коэффициент вязкости ц (Па-с) не зависит от
давления и от характера движения жидкости (газа), а определяется
лишь физическими свойствами жидкости (газа) и ее температурой.
Отношение коэффициента динамической вязкости к плотности
жидкости называется коэффициентом кинематической вязкости:
v = р/р, м2/с.
Таблица 1.4
Основные физические свойства сухого воздуха
Параметр Условия Значение
Условная молекулярная масса 28,9645
Плотность Нормальные условия по ГОСТ 12449-80 р0= 1,205 кг/м3
Удельный объем р0= 101,325 кПа;/о = 2О°C v = 0,83 м3/кг
Газовая постоянная t = 17 °C R = 287 Дж(кг-К)
Коэффициент динамичес- кой вязкости / = 20°С ц=1.81-1О-5(Пас)
Теплоемкость при постоян- ном давлении При температурах от 0 до 150 °C теплоемкость практически постоянна ср = 1,005 кДж/(кг-К)
Теплоемкость при постоян- ном объеме — cv = 0,717 кДж/(кгК)
Коэффициент теплопровод- ности / = 20°С Х. = 2,59-10~2 Вт/(м-К)
Коэффициент сжимаемости р = 15 МПа; 1 = 20 СС 0,999
Критические параметры Давление Температура Плотность ркр = 3,65 МПа /кр = -140,7 °C Ркр = 340,5 кг/м3
Температура кипения Коэффициент Пуассона (по- казатель адиабаты) р = 101,325 кПа /--191,8 °C к = 1,4
36
Значения коэффициентов вязкости существенно зависят от
температуры. Например, для сухого воздуха ц = (17,2-26)10-6
Па-с в диапазоне температур 0.. .200 °C.
Коэффициент теплопроводности 7. [Вт/(м-К)] характеризу-
ет способность вещества проводить тепло. В общем случае ко-
эффициент теплопроводности определяется температурой,
давлением и родом вещества. Для идеального газа X мало изме-
няется в зависимости от давления, а с повышением температу-
ры линейно возрастает. Коэффициент теплопроводности газов
лежит в пределах значений от 0,006 до 0,6 Вт/(м-К). Для сухого
воздуха в рабочих значениях температур 0...200 °C X =
= (2,44...3,93)10-2 Вт/(м-К). Коэффициенты теплопроводности
водяного пара и других реальных газов, существенно отличаю-
щихся от идеальных, зависят также от давления. Поэтому для
газовых смесей, к которым относится атмосферный воздух, ко-
эффициент теплопроводности не может быть найден по закону
аддитивности, его нужно определять опытным путем. Основ-
ные физические свойства сухого воздуха приведены в табл. 1.4
и в табл. П6 приложения.
5.3. ФИЗИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ВЛАЖНОГО ВОЗДУХА
В термодинамике атмосферный воздух рассматривают как
смесь, состоящую из сухого воздуха (без загрязнителей) и водя-
ного пара, который может быть в перегретом, насыщенном или
сконденсированном взвешенном состоянии в виде капельного
или ледяного (при отрицательной температуре) тумана. Послед-
нее состояние неустойчиво и изучается обычно при решении
специальных задач, например, в расчетах поступления влаги в
компрессор в осенне-весенних и зимних условиях эксплуатации
(см. подробнее главу 40 «Влага в сетях...»).
При расчетах систем кондиционирования, систем подготов-
ки сжатого воздуха атмосферный воздух считают бинарной го-
могенной смесью, в состав которой входят сухой воздух и водя-
ной пар.
Смесь сухого воздуха с перегретым водяным паром называ-
ется ненасыщенным влажным воздухом, а смесь сухого возду-
ха с насыщенным водяным паром — насыщенным влажным
воздухом. При этом условие насыщения рассматривается как
равновесное состояние между водяным паром во влажном воз-
37
духе и водой в жидкой или твердой фазах при одинаковой тем-
пературе на плоской поверхности раздела. Количество водяно-
го пара во влажном атмосферном воздухе изменяется от нуля
(сухой воздух) до некоторого максимального значения, кото-
рое зависит от температуры и барометрического давления и
обычно не превышает 3-4 мае.%. Поэтому с достаточной для
технических расчетов точностью влажный воздух можно отне-
сти к идеальному газу, который подчиняется всем законам
смеси идеальных газов, хотя в ряде вопросов необходимо счи-
таться с реальными свойствами водяного пара. Термодинами-
ческие свойства сухого воздуха и водяного пара различны, по-
этому свойства влажного воздуха зависят от его количествен-
ного состава.
В технике подготовки сжатого воздуха свойства влажного
воздуха характеризуются следующими основными параметрами:
абсолютной и относительной влажностью, влагосодержапнем и
температурой точки росы.
Согласно закону Дальтона или закону парциальных давле-
ний, давление влажного воздуха равно сумме парциальных дав-
лений сухого воздуха и водяного пара:
Р = Рс.в+Рп- (1.39)
Давление, называемое парциальным, равно давлению от-
дельного газа в том случае, если этот газ один заполняет
при данной температуре смеси весь объем, занимаемый этой
смесью.
В ненасыщенном влажном воздухе водяной пар находится в
перегретом состоянии, т. е. его температура выше, чем темпера-
тура насыщения. Если влажный воздух охлаждать без изменения
давления, то количество содержащегося в нем водяного пара бу-
дет оставаться неизменным, следовательно, процесс охлаждения
будет идти при постоянном влагосодержании. Такой процесс
протекает до тех пор, пока температура воздуха и пара не пони-
зится до температуры насыщения, поскольку при дальнейшем
охлаждении воздуха из него начнет выпадать влага в виде капель
или инея.
Температура, до которой необходимо охладить ненасыщен-
ный влажный воздух, чтобы содержащийся в нем перегретый
пар стал насыщенным, называется температурой точки росы.
Парциальное давление пара при этом становится равным давле-
нию насыщенного пара, т. е.рв = рк„. Значение температуры точ-
38
ки росы /р при известном парциальном давлении насыщения р„п
можно определить по табл. П7 или с достаточной для инженер-
ных расчетов точностью вычислить по формулам:
при температуре от 0 до -60 °C
233,771прп+115,72
р~ 18,74- 0,881 In р ’
при температуре от 0 до 87 °C
_ 233,77In рп+115,72
Гр“ 16,57-0,997InРг ’
Температура точки росы часто указывается как мера содер-
жания в воздухе воды в парообразном состоянии.
Абсолютной влажностью воздуха называется количество
водяного пара (кг), содержащегося в 1 м3 влажного воздуха.
Так как влажный воздух представляет собой газовую смесь, то
объем пара в ней равен объему всей смеси, следовательно, аб-
солютная влажность может быть выражена в виде плотности
пара рг в смеси при своем парциальном давлении рп и темпера-
туре смеси Т:
Р„ = m„/V„ =
(142)
Относительной влажностью воздуха ср называется отношение
абсолютной влажности рп к максимально возможной рн, когда при
данном давлении и температуре воздух насыщен водяным паром:
фп = р./р,--
Для идеальных газов отношение плотностей компонентов
смеси можно заменить отношением парциальных давлений
Ф=Рп/Рт- (1-43)
при температуре точки росы рп = рнп и ср - 1,0.
Расчет процессов с влажным воздухом обычно проводится
при условии, что количество сухого воздуха в смеси не изменит-
ся, mcs = const = 1 кг. Переменной величиной является количест-
во содержащегося в смеси пара /лп (кг). Все удельные величины,
характеризующие влажный воздух, относятся поэтому к / кг су-
хого воздуха, а не к 1 кг смеси.
39
Влагосодержанием влажного воздуха d (кг/кг) называется
отношение массы водяного пара тп (кг), содержащегося во
влажном воздухе, к массе сухого воздуха /псв (кг):
= = 0,622 <Р'Рнп
те.в Р-<РР,.п
(1.44)
где Р — абсолютное давление воздуха.
При полном насыщении воздуха водяными парами (<р = 1,0)
максимально возможное влагосодержание определяется в соот-
ветствии с формулой (1.44)
^ = 0,622-52-. (1.45)
Р Рнп
Плотность влажного воздуха рв (кг/м3) представляет собой
отношение массы влажного воздуха к объему:
р„ = mJV = mcJV + mJV.
Значения рв вычисляют по формуле
рв = р(1 + d)/0,2871-7(1 + 1.6078(f), (1-46)
где р — абсолютное давление воздуха, кПа; d — влагосодержание
влажного воздуха, кг/кгсв; Т = t + 273,15 - абсолютная темпера-
тура воздуха, К.
Абсолютная влажность рп атмосферного воздуха определяется
климатическими условиями и колеблется на территории России в
широких пределах (табл. 1.5). Зависимость давления насыщенного
водяного пара, максимального влагосодержания и абсолютной
влажности от температуры точки росы приведена в табл. П.7.
Пример 1.6. Определить парциальное давление водяного па-
ра р„, температуру точки росы, влагосодержание и плотность
влажного воздуха рв, если температура воздуха по сухому термо-
метру 1 = 25 °C, относительная влажность <р = 60 % и барометри-
ческое давление ра = 100 кПа.
1. По табл. П7 находим значение парциального давления на-
сыщенного водяного пара при t = 25 °C: рнп = 3,1663 кПа.
2. По формуле (1.43) определяем парциальное давление водя-
ного пара:
Рп - ФРнп = 0,6-3,1663 = 1,8998 кПа.
40
Рис. 1.8. Психрометрическая диаграмма воздуха
Таблица 1.5
Температура и абсолютная влажность атмосферного воздуха
но климатическим зонам России
Климат Район Лето Зима
Средняя темп-pa са- мого теп- лого меся- ца, °C Абсолют- ная влаж- ность, г/м3 Средняя темп-ра самого холодного месяца, “С Абсолют- ная влаж- ность. г/м3
Очень холодный Игарка, Верхо- янск, Якутск +7...+9 6,8-10,2 (-30)...(-50) 0,3-0,5
Холодный Диксон, Екате- ринбург, Новоси- бирск, Хабаровск +10...+2! 9,9-14,5 (-15)...(-27) 0.5-1.4
Умеренно холод- ный Архангельск, Москва, Курск +13...+2С 8,6-12,3 (-9)...(-13) 1,8-2,5
Умеренно теплый Ульяновск, Рос- тов, Казань +18...+23 11,0-14,4 (—3)...(—7) 2,8-3,6
Умеренно теплый влажный Калининград +18 11,3 (-2J...M) 2,8-3,5
Умеренно холод- ный влажный Владивосток, Ку- рильск +14...+20 9,5-16,5 <-7)...(-15) 1,1-2,4
Жаркий сухой Волгоград, Аст- рахань +24...+29 11,5-15,3 (+2)...(-10) 2,1-4,3
Теплый влажный Сочи +24 17,65 +6 5,6
3. По формуле (1.41) вычисляем значение температуры точ-
ки росы:
/р = (233,771п1,8998 + 115,72)/(16,57 - 0,9971п1,8998) = 16,68 °C
(по табл. П.7 tp = 16,69 °C).
4. По формуле (1.44) вычисляем значение влагосодержания:
d = 0,622-1,8998/100 - 1,8998 = 12,046 г/кгс.в.
5. По формуле (1.46) вычисляем плотность влажного воздуха:
р„= 100(1 + 0,012046)/0,2871-298,15(1 +1,6078-0,012046) = 1,16 кг/м3.
Способность сжатого воздуха удерживать пары воды умень-
шается не только с понижением температуры (точки росы), но и
с повышением давления (см. формулу (1.44)).
Для расчета изменения состояния влажного воздуха в про-
цессе сжатия и охлаждения можно использовать психометричес-
41
кую номограмму (рис. 1.8). Горизонтальная линия атмосферного
давления р0 = 0,1 МПа делит ее на два сектора: нижний относит-
ся к состоянию атмосферного воздуха, верхний - к состоянию
сжатого воздуха. В нижнем секторе по оси ординат откладыва-
ется относительная влажность воздуха, %, в верхнем секторе —
давление сжатого воздуха, МПа. По оси абсцисс откладывается
абсолютная влажность воздуха в г/м3 (она дублируется на пря-
мой, разделяющей секторы).
Рассмотрим пример использования номограммы.
Пример 1.7. Компрессор К-250-61-5 всасывает воздух при
температуре 20 °C и относительной влажности 60 % и сжимает
его до давления 0,8 МПа и температуры 135 °C. После компрес-
сора сжатый воздух охлаждается при постоянном давлении в
концевом охладителе до температуры 35 °C. Определить, сколь-
ко влаги выделится в концевом охладителе.
В нижнем секторе номограммы находим точку пересечения
линии температуры 20 °C и линии относительной влажности
60 %. Проецируя ее на ось абсцисс, находим абсолютную влаж-
ность атмосферного воздуха, равную 10,4 г/м3. Проецируя точку
на линию атмосферного давления 0,1 МПа. определяем темпера-
туру точки росы, равную 12,5 °C.
При сжатии воздуха его температура увеличивается, а относи-
тельная влажность уменьшается и выпадения влаги не происходит,
так как температура точки росы для воздуха с давлением 0,8 МПа
равна 50 °C. В верхнем секторе номограммы определяем точку пе-
ресечения линии давления сжатого воздуха 0,8 МПа и наклонной
линии температуры 35 °C. Проецируя эту точку на ось ординат
(или на линию 0,1 МПа, разделяющую номограмму), находим аб-
солютную влажность сжатого воздуха, равную 4,8 г/м3.
Выделение влаги в концевом охладителе будет равно 10,4 -
— 4,8 = 5,6 г/м3, т. е. 53,8 % от поступившей в компрессор вла-
ги. Производительность компрессора К-250-61-5 составляет
360 000 м3/сут, и в сеть после концевого охладителя поступает
360 000-4,8-10-3 = = 1728 л воды в сутки. Если произвести доосуш-
ку сжатого воздуха, например, во фреоновом (рефрижераторном)
охладителе до температуры 3 °C, то абсолютная его влажность
будет равна 0,7 г/м3, а выделение влаги 4,8 - 0,7 = 4,1 г/м3. При
рассмотренной схеме охлаждения из 10,4 г/м3 воды, присутству-
ющей в атмосферном воздухе, 9,7 г/м3 удаляются, что состав-
ляет 93,3 %, а в сеть поступит 360 000-0,7-10-3 = 252 л воды,
т. е. практически в 8 раз меньше.
Часть вторая
ВЫРАБОТКА СЖАТОГО ВОЗДУХА.
КОМПРЕССОРНЫЕ УСТАНОВКИ
Глава 6. ОСНОВНЫЕ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ
ЗАВИСИМОСТИ
6.1. ТЕРМИНОЛОГИЯ И КЛАССИФИКАЦИЯ КОМПРЕССОРОВ
Согласно ГОСТ 28567-90 «Компрессоры. Термины и опреде-
ления», компрессором (воздушным компрессором) называется
энергетическая машина или устройство для повышения давле-
ния (сжатия) и перемещения воздуха.
Компрессор общего назначения — компрессор, предназначен-
ный для сжатия атмосферного воздуха до 0,8-2,0 МПа и выпол-
ненный без учета специальных требований, характерных для от-
дельных областей его применения.
Компрессор с приводом называется компрессорным агрега-
том, а компрессорная установка - компрессорный агрегат с до-
полнительными системами, обеспечивающими его работу.
Компрессоры можно классифицировать по различным при-
знакам: по назначению в технологическом процессе, по принци-
пу действия, по конструкции, по развиваемому давлению, по роду
перемещаемой среды. В пределах каждой классификационной
группы компрессоры подразделяются по вторичным признакам.
По назначению компрессоры подразделяются на воздушные
и газовые, в том числе кислородные машины. Наибольшее рас-
пространение получили компрессоры общего назначения. Эти
машины вырабатывают сжатый воздух, который широко при-
меняется в промышленности в качестве энергоносителя. Разви-
тие сети газопроводов природного газа и увеличение их протя-
женности способствовали развитию газовых компрессоров. Для
доставки природного газа в пункт потребления через каждые
100-150 км газопроводов необходимо устанавливать компрес-
43
сорные станции, перекачивающие до нескольких миллионов ку-
бометров газа в сутки.
Особую группу составляют кислородные компрессоры, име-
ющие специальную смазку рабочих органов, особую конструк-
цию уплотнений для предотвращения утечки кислорода и другие
особенности.
По принципу действия различают объемный и динамический
принцип сжатия. При объемном принципе повышение давления
происходит вследствие уменьшения объема замкнутого простран-
ства, в котором находится газ, за счет перемещения стенки (на-
пример поршня в цилиндре). В процессе сжатия газ практически
неподвижен, силы инерции в нем не проявляются (статическое
сжатие). Характерная особенность машин объемного сжатия -
цикличность изменения объемов рабочих камер. При динамичес-
ком принципе повышение давления происходит вследствие ис-
пользования сил инерции потока газа. Процесс преобразования
энергии здесь можно условно разделить на два этапа.- на первом
этапе газу сообщается кинетическая энергия (например вращаю-
щимся лопаточным аппаратом), на втором поток газа тормозится
и его кинетическая энергия преобразуется в потенциальную - дав-
ление повышается. Оба этапа могут совершаться одновременно.
Характерная особенность динамических машин - непрерывность
рабочего процесса. На рис. 2.1 дана классификация компрессоров
по принципу действия и конструктивным признакам.
6.2. РАБОЧИЕ ПАРАМЕТРЫ КОМПРЕССОРОВ
К основным параметрам компрессора относятся производи-
тельность, конечное давление, мощность на валу и кпд. Систе-
мой СИ введена массовая производительность т, кг/с — масса
рабочего тела, подаваемого нагнетателем (компрессором, вен-
тилятором, насосом) в единицу времени. Очевидно, что т = p-V,
где р - плотность рабочего тела, кг/м3; V - объемная производи-
тельность, м3/с. При отсутствии утечек рабочего тела массовая
производительность одинакова для всех сечений проточной час-
ти компрессора. В компрессорах из-за значительного повыше-
ния давления плотность газа по длине проточной части возраста-
ет и объемная производительность V = т/р уменьшается.
Объемную производительность компрессоров принято отно-
сить к нормальным или нормируемым условиям входа в компрес-
сор по ГОСТ 12449-80 (р0 = 101 326 Па, t0 = 20 °C, р0 =1,205 кг/м3),
44
Компрессоры
Динамические
Объемные
Рис. 2.1. Классификация компрессоров по принципу действия и конструктивным
признакам
т. е. независимо от давления и температуры газового потока в
проточной части машины. Кстати, нормируемые условия по зару-
бежному стандарту DIN определяются при давлении р0 = 1,013 бар
(101 326 Па), но при t0 = 0 °C и р0 - 1,29 кг/м3. Если не обратить на
это внимание при сравнении паспортной производительности оте-
чественных и зарубежных воздушных компрессоров, то можно
получить ошибку в 7 %.
Давление р, развиваемое компрессором, можно рассматривать
как энергию, сообщаемую 1 м3 газа, 1 Дж/м3 = 1Н-1м/м3 = 1 Па.
Поршневые компрессоры могут сжимать газы до давления
80 МПа и выше, центробежные компрессоры изготовляют в ос-
новном на давление до 4,0 МПа, хотя имеются отдельные маши-
ны на давление до 10,0 МПа, осевые компрессоры — преимущест-
венно на давление до 0,8 МПа.
Энергетическое совершенство компрессора характеризуется
его полезной мощностью Nki или удельной полезной работой 1кь со-
общаемой компрессором газовому потоку в 1 с. Вследствие потерь
энергии в компрессоре мощность на валу компрессора NB будет
выше полезной мощности, NB > Nh. Эффективность установки в
целом, состоящей из компрессора, промежуточной передачи (если
таковая имеется) и приводного двигателя, оценивается кпд Т)ку =
=Nki/N3, где N3 - электрическая мощность, подводимая к двигателю.
6.3. ОСОБЕННОСТИ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИХ
ПРОЦЕССОВ В КОМПРЕССОРЕ
Теория компрессорных машин, обладающих практически
приемлемой точностью, основывается на термодинамике иде-
ального газа. Например, расчет воздушных компрессоров на
давление до 10 МПа по уравнениям идеального газа дает по-
грешность около 2 %.
К компрессорному процессу как реального, так и идеального
газа применим первый закон термодинамики для потока (1.18),
который в нашем случае имеет вид:
(с? -Q2)
+ (2-1)
Это уравнение справедливо как для идеального (без трения),
так и реального (с учетом потерь на трение) сжатия в компрес-
соре. Потери на трение в явном виде в него не входят и нали-
46
чие трения приводит к увеличению либо разности энтальпий
(Л2 - hi), либо отведенной теплоты <7внеш. Поэтому удельная ин-
дикаторная работа 1 кг газа lKi (в дальнейшем работу 1 кг газа бу-
дем называть просто работа) реального компрессора, учитыва-
ющая потери на трение, будет всегда больше, чем работа иде-
ального компрессора при тех же значениях начального и конеч-
ного давлений р{ и р2. Выражение (2.1) еще называют уравнени-
ем энергии в тепловой форме. Решая совместно уравнения (2.1) и
уравнения первого закона термодинамики в форме £/(#внеш + 7™) =
= dh - vdp (см. раздел 2.1) и полагая =!—, получаем выражение
закона сохранения энергии в механической форме или уравнение
Бернулли:
2 / 2 _ 2\
4, = ] vdp+ . (2.2)
В уравнении (2.2), как и в уравнении (2.1), изменение потен-
циальной энергии положения газа принимается пренебрежимо
малым Работа lKi, совершаемая над потоком газа в реальном
компрессоре, расходуется на сжатие и перемещение газа
С (^2 ^1 )
vdp, изменение его кинетической энергии ----и на внут-
1
ренние потери 1^. При отсутствии потерь и Cj = с2 величина
2
/и = J vdp, т. е. индикаторная работа компрессора равна распо-
1
лагаемой работе. Последняя зависит от характера протекания
процесса сжатия. Расчетные формулы для определения распола-
гаемой работы приведены в табл. 2.1.
6.4. ИЗОБРАЖЕНИЕ ПРОЦЕССОВ СЖАТИЯ
В ДИАГРАММАХ СОСТОЯНИЯ
Сопоставление идеального и реального процессов сжатия ис-
пользуется для оценки совершенства процессов в компрессоре,
установления потерь и кпд. Для анализа процессов обычно ис-
пользуются диаграммы состояний v, р\ s, Т; s, h и эксергетичес-
кая диаграмма «эксергия-энтальпия» е, h.
47
Таблица 2.1
Значение располагаемой работы для различных процессов сжатия
Процесс Формула
Характерный процесс сжатия Рг 1 = J vdp Pl
Политропный процесс с любым значением пока- зателя политропы п 1 я чтол — . Plv\ л-1 л-1 1 ( и—1 'I =-?—rt е « -1 л-1 1 1
Изоэнтропный процесс, п = к U =771^1 Л-1 а*- ( к-1 А — R7] е * -1 Л-1 Ч \
Изотермический про- цесс, п = 1 /ю = Р1®11п—= Pl = RTilnE
На рис. 2.2, а, в v, р-диаграмме совмещены для сравнения
четыре процесса сжатия и перемещения газа в одноступенча-
том компрессоре. Линия 1-2 — это изотерма, а площадь 12671
представляет в масштабе диаграммы удельную работу изотер-
мического сжатия и перемещения газа, определяемую уравне-
нием работы /из (см. табл. 2.1). Линия 1-4 — изоэнтропа, а пло-
щадь 14671 - работа адиабатического сжатия и перемещения
газа /ад. Работа политропных процессов /поп зависит от показа-
теля политропы п = const. Если газ в процессе сжатия охлажда-
ется, но так, что температура его все-таки повышается, то 1 <
п < к, а если газ не охлаждается, то работа газодинамического
трения переходит в тепло и п > к. В последнем случае работа
политропного процесса будет больше, поскольку площадь
15671 больше, чем площадь 13671. Изображение процессов
сжатия и перемещения газов в v, р-диаграмме особенно на-
глядно для компрессоров объемного принципа работы. В та-
ких машинах процессы всасывания газа (линия 7-1), сжатия
(линии 1—2,1-3 и т. д.) и нагнетания (линии 2-6,3-6 и т. д.) раз-
делены по времени, что удобно для их анализа. При испытании
компрессоров можно с помощью специального прибора — ин-
дикатора записать кривые зависимости давления газа в цилин-
48
Рис. 2.2. Термодинамические процессы в v-, р (а) и Т- (б) диаграммах
дре р от изменения его объема V. Отсюда графическое изобра-
жение процессов сжатия и перемещения газа в координатах V,
р называют индикаторной диаграммой.
Наглядное представление о процессах сжатия и перемещения
газа с теплообменом дает диаграмма .v, Т (рис. 2.2, б). Изобары в
этих координатах представляют собой эквидистантные кривые с
постоянным коэффициентом ср. Работа, затрачиваемая на сжа-
тие и перемещение газа, выраженная в тепловых единицах при
= с2, в уравнении (2.1) будет равна
4 = АЛ - ?1„ш. (2.3)
Для процесса сжатия и перемещения газа с подводом тепла
в политропном процессе с п > к (линия 1-5 на рис. 2.2, б) при-
ращение энтальпии Ah численно равно (в соответствующем
масштабе диаграммы) площади 6258. Площадь диаграммы
7158 под линией политропного процесса 1-5 численно равна
теплоте, подведенной к газу ^внеш. Подогрев газа производится
теплом, выделяющимся в результате трения: в центробежных
компрессорах, например, тепло появляется вследствие газоди-
намических сопротивлений в проточной части машины, а в
поршневых и ротационных компрессорах - вследствие механи-
ческого трения поршневых колец (пластин) о стенки цилиндра
и отчасти от газодинамических потерь в газораспределитель-
ных органах.
Таким образом, работа сжатия и перемещения газа численно
равна lKi = пл. 62517 = пл. 6258 - пл. 7158.
49
6.5. МНОГОСТУПЕНЧАТОЕ СЖАТИЕ
При сжатии газа его температура повышается и в рабочем
пространстве компрессора любого типа и конструкции выделя-
ется значительное количество тепла. Согласно уравнению по-
литропного процесса Т2 = рост температуры тем значи-
тельнее, чем больше степень повышения давления Е = р^ру и чем
выше показатель политропы п. Из сопоставления удельных ра-
бот на сжатие и перемещение газа в политропных процессах (см.
табл. 2.1) получается, что разница работ, например, изоэнтроп-
ного (п = к) и изотермического (п = 7) сжатия при Е = 2 составля-
ет 9,6 %, при е = 4 уже 18,6 %, а температура поднимается соот-
ветственно до 84 и 162 °C. Наименьшая работа сжатия и переме-
щения газа получается при интенсивном теплообмене с окружа-
ющей средой, когда температура газа остается постоянной (изо-
термический процесс 7-2 при п = 1), а 7Й численно равна площа-
ди Р1267 в v~-> Р~ И 5“> ^-диаграммах на рис. 2.2, а, б.
С ростом температуры газа возникает перегрев и концентра-
ция напряжения в рабочих деталях и узлах, появляется опасность
взрыва из-за воспламенения масляных паров в маслосмазывае-
мых компрессорах. Таким образом, одноступенчатые компрессо-
ры ограничены степенью повышения давления по указанным
причинам. Для получения газа высокого давления используются
многоступенчатые компрессоры, представляющие собой не-
сколько последовательных включенных одноступенчатых ма-
шин. Между ступенями устанавливаются теплообменники, обес-
печивающие охлаждение газа водой пли атмосферным воздухом.
На рис. 2.3 показана схема двухступенчатого поршневого ком-
прессора с одним промежуточным холодильником. Процесс сжа-
тия в таком компрессоре показан на рис. 2.4.
Атмосферный воздух поступает через впускной клапан в ци-
линдр первой ступени (процесс 4-1), затем политропно сжимается
(процесс 7-2') и перегоняется в холодильник. В промежуточном
холодильнике температура воздуха понижается до прежней, в иде-
але, температуры (процесс 2'—Г) и впускается в цилиндр второй
ступени. Последующее сжатие и охлаждение в концевом холо-
дильнике определяются соответственно процессами Г-2" и 2"—3.
Промежуточное охлаждение воздуха в холодильнике дает су-
щественный выигрыш в работе, измеряемый площадью
2'-Г-2"-2 (заштрихована на рис. 2.4, а). Нетрудно показать, что
увеличение числа ступеней повышает экономичность процесса
50
Рис. 2.3. Схема двухступенчатого компрессора:
1 - цилиндр первой ступени; 2,11 - охлаждающая рубашка; 3,10 - поршень; 4 - холодильник; 5,7-
впускной клапан; 6,8- нагнетательный клапан; 9- нагнетательный патрубок; 12 - цилиндр второй
ступени
сжатия, а минимум затрат работы на сжатие определяется рав-
номерным распределением полной работы компрессора lki по
ступеням (/j = 12 - = 4 = 4/z, где z — количество ступеней сжа-
тия) и равенством степеней повышения давления в отдельных
его ступенях =е2 =... = Ef =д/е). На практике эти условия
полностью не выполняются из-за гидравлических потерь в проме-
жуточных охладителях и клапанах, недоохлаждения воздуха до
Рис. 2.4. Сжатие газа в двухступенчатом компрессоре:
в - на v-, р-дпаграмме; б - на S-, Т-дпаграмме
5!
первоначальной температуры и неодинаковых показателей полит-
роп сжатия по ступеням. Вследствие этого в последних ступенях
е уменьшается.
Воздух можно охлаждать непосредственно в процессе сжа-
тия. Например, в поршневых компрессорах такое охлаждение
организуется в цилиндрах, в охлаждающую полость (рубашку)
которых поступает вода. В маслозаполненных винтовых ком-
прессорах эту функцию выполняет охлажденное масло, которое
впрыскивается в рабочую полость в значительных количествах.
Большая поверхность мелких капелек масла, распределенных
по объему рабочей полости, позволяет отводить от сжимаемого
газа значительное количество тепла. Кроме того, впрыскивание
масла в рабочую полость приводит к уменьшению проходных се-
чений щелей вследствие заполнения их маслом и тем самым сни-
жает утечки и перетечки газа. Впрыскиваемое масло отделяется
от сжатого газа в фильтрах-маслоохладителях и после охлажде-
ния вновь поступает в рабочую полость.
Выбор количества ступеней сжатия экономически обосновы-
вается. Увеличение их приводит к уменьшению работы сжатия и
перемещения газа, так как общий процесс сжатия приближается к
изотермическому. Вместе с тем увеличение числа ступеней обус-
ловливает дополнительные потери давления и энергии в клапанах
и охладителях, увеличивают габариты и массу компрессорной ус-
тановки, а значит и ее стоимость. Обычно число ступеней выбира-
ют так, чтобы повышение давления в каждой ступени составляло
Рис. 2.5. Процессы сжатия п перемещения воздуха в компрессоре К-250-61 -5
52
е = 2-4. Так, поршневые и винтовые воздушные компрессоры су-
хого сжатия с Е=9-13 имеют, помимо охлаждения цилиндров, один
промежуточный охладитель. В центробежных воздушных ком-
прессорах с е — 9-13 из-за технических сложностей внутреннее ох-
лаждение не применяется, поэтому они имеют два промежуточных
охладителя. Такой процесс на примере компрессора К-250-61-5 по-
казан на рис. 2.5. Двухкратное охлаждение воздуха при е = 8 снижа-
ет потребляемую мощность примерно на 17 % по сравнению с ус-
ловной неохлаждаемой установкой.
6.6. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ КОМПРЕССОРА
Для оценки энергетического совершенства компрессора ис-
пользуются несколько показателей. Большинство из них состав-
ляется по принципу относительных кпд, т. е. отношения мощно-
сти (работы), затраченной в идеальном процессе сжатия /Увд, к
мощности (работе) действительного процесса Nki:
(2.4)
При этом эталонный (идеальный) изотермический или изоэнт-
ропный компрессор должен иметь с оцениваемым компрессором
одинаковые производительность, начальное и конечное давле-
ние, начальную температуру. Изотермический кпд компрессора
Лиз = и изоэнтропный кпд, чаще его называют адиабатным
Лал = ДДь гДе Ав и - удельные работы изотермического и изо-
энтропного сжатия «идеального» компрессора, определяемые
по соответствующим формулам из табл. 2.1.
Для условия <71ШСШ = 0 работа сжатия и перемещения газа мо-
жет быть выражена разностью энтальпий (см. формулу (2.3)),
~ h2 —hi и значение адиабатного кпд упрощается:
= fes-^1) = (Р2/Р1) * ~1
Л (йг-А,) (Л/Т,-!)
(2-5)
Адиабатный кпд используется только для неохлаждаемых одно-
ступенчатых компрессоров или неохлаждаемых ступеней много-
ступенчатого обычно центробежного компрессора. Кроме того,
Цвд по формуле (2.5) имеет вид, удобный для оценок по данным
испытаний компрессора, так как известны параметры процесса
сжатия. В охлаждаемых компрессорах при (h2- hx) —> 0 формула
53
(2.5) вследствие неопределенности теряет смысл. В этих случаях
пользуются изотермическим кпд.
В инженерной практике для оценки многоступенчатых не-
охлаждаемых машин, но имеющих газодинамические потери
трения (/тр - ^ур), применяется политропный кпд:
/и
(2.6)
т. е. *ЦПОЛ определяется только показателем политропы процесса сжа-
тия (условной обратимой политропой с постоянным показателем п),
физической природой газа (для воздуха к = 1,4) и не зависит от отно-
шения давлений и числа ступеней. Используя формулы политроп-
ной и изоэнтропной удельной работы (см. табл. 2.1), а также соот-
ношение (2.6), после преобразований получим связь между Т1ад и Т]пол:
п.- (й,|')Х'1. <«>
(Рг/й)*11"0" 1
Мощность, подводимая на вал компрессора (эффективная мощ-
ность) Nw больше индикаторной (внутренней) мощности Nkl на
потери мощности в узлах трения машины, а также на привод
вспомогательных механизмов (маслонасосы цилиндров и ходо-
вой части). Эти затраты мощности, определяющие механичес-
кое совершенство компрессора в целом или его отдельной ступе-
ни, оценивают механическим кпд или соотношением
Лмех=^Л- (2-8)
Подавляющее большинство центробежных и винтовых компрес-
соров имеют повышающий число оборотов редуктор со своими
потерями мощности, которые оцениваются как кпд передачи:
^ = ^3, (2-9)
Таблица 2.2
Средние значения кпд компрессорных установок
Видкгад Поршневые Бинтовые Центробежные
Изотермический 0.5-0,75 0,5-0,68 0,6-0,7
Адиабатный — 0,75-0,78 (сухое сжатие) 0,74-0,87
Механический 0,85-0,96 0,97-0,99 0,98-0,99
54
где N3 — мощность, потребляемая электроприводом компрессо-
ра. Средние значения рассмотренных кпд компрессорных уста-
новок даны в табл. 2.2.
6.7. ЭКСЕРГЕТИЧЕСКИЙ КПД КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ
В методическом отношении более показательны эксергети-
ческие кпд, которые можно получить из эксергетического ба-
ланса компрессора с использованием диаграммы h, е либо таб-
лиц. В этом случае ограничения по идеальности газа, относящи-
еся к формулам (2.5)-(2.7) снимаются.
Эксергетический кпд компрессора. Полезным эффектом
действия компрессора является прирост эксергии сжимаемого
газа. Во время сжатия выделяется тепло, которое можно полез-
но использовать. Тогда повышение эксергии в компрессоре
можно определить по эффективной работе 1е и приросту эксер-
гии теплового источника, который поглощает тепло, выделяю-
щееся при сжатии. Отсюда эксергетический кпд компрессора
равен
Tit
Ле
(2.Ю)
где Ле — изменение эксергии, вычисленное по (1.16) для состоя-
ния сжимаемого газа в нагнетательном и всасывающем патруб-
ках; dQ — элементарное количество тепла, отведенное в процес-
се сжатия; Т — мгновенная температура источника, поглощаю-
щего dQ.
Если сжатие протекает без охлаждения рубашки цилиндра
(секции центробежного компрессора) или тепло, отданное сжи-
маемым газом, отводится в окружающую среду, то второй член
знаменателя в выражении (2.10) становится равным нулю. Тогда,
для ступени (секции центробежного компрессора) формула
(2.10) с учетом (1.16) перепишется в виде
а _ (А> К) Tpfe 5i)_i T0(s2
4 Ь-h, ’
(2.11)
поскольку 1е = (Л2 - Ю-
55
Эксергетический кпд охладителя. В промежуточных и кон-
цевом охладителях компрессорных установок работоспособ-
ность сжатого воздуха вследствие его охлаждения снижается.
Вынужденное охлаждение воздуха имеет место в трубопроводах
из-за потерь тепла в окружающую среду. Кроме того, как в ох-
ладителях, так и в трубопроводах имеются гидравлические поте-
ри. Влияние обоих факторов может быть оценено другим выра-
жением эксергетического кцц:
Л™ = еВых/евх, (2.12)
где евх и еВЬ1Х — энергия потока сжатого воздуха соответственно на
входе в охладитель (трубопровод) и на выходе из него.
Эксергетический кпд компрессорной установки, в которой
отводимая теплота полезно используется.
~ I ’
к
где ес£ ~ эксергия потока сжатого воздуха; eq - эксергия отведен-
ного и полезно используемого тепла q с потенциалом Т; 1К - под-
водимая к компрессору работа.
Глава 7. ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
7.1. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС И ПАРАМЕТРЫ КОМПРЕССОРА
Поршневой компрессор - компрессор объемного действия, в
котором изменение объемов рабочих камер осуществляется
поршнями, совершающими прямолинейное возвратно-поступа-
тельное движение.
Схема одноступенчатого компрессора и его индикаторная
диаграмма показаны на рис. 2.6. Цилиндры поршневых компрес-
соров охлаждаются водой, для этого в них предусмотрена специ-
альная водяная рубашка. Небольшие компрессоры выполняют-
ся с воздушным охлаждением, а их поршень соединен непосред-
ственно с шатуном (бескрейцкопфные компрессоры). Цилинд-
ры, в которых рабочие процессы происходят в обеих полостях
(по обе стороны), называются цилиндрами двухстороннего дей-
ствия. В тех случаях, когда требуемое давление не может быть
получено сжатием в одном цилиндре, применяются компрессо-
56
Рис. 2.6. Одноступенча-
тый поршневой ком-
прессор:
а - схема: 1 - цилиндр; 2 - пор-
шень; 3 - шток; 4 - крейцкопф;
5 — шатун; 6 — кривошип; 7,8 —
всасывающий и нагнетательный
клапаны; б — индикаторная диа-
грамма: цифры на диаграмме со-
ответствуют точкам процесса
ры со ступенями давления (многоступенчатые компрессоры).
В таких компрессорах сжатие происходит в последовательно со-
единенных цилиндрах, разобщенных газораспределительными
клапанами и межступенчатыми холодильниками. Ступень порш-
невого компрессора состоит из цилиндра, поршня и системы га-
зораспределительных органов. Объем, который поршень опи-
сывает за один ход, называется рабочим объемом Vh. Для ступе-
ни с поршнем одностороннего действия Vh —
а для ступе-
4
ни двухстороннего действия УА = —-— sn, где —диаметр
поршня, - его ход и - диаметр штока. Теоретическая объ-
емная производительность, определяемая работой цилиндра
первой ступени, равна
57
Vo=Vh-nOt (2.13)
где «о - число ходов поршня за единицу времени или число обо-
ротов вала, 1/с.
В рабочей полости цилиндра в конце нагнетания всегда оста-
ется мертвый объем VM, определяемый в основном зазором меж-
ду поршнем и крышкой цилиндра и необходимый для исключе-
ния удара поршня в крышку. К этому объему добавляется объ-
ем полостей под клапанами.
Отношение объема мертвого пространства Ум к объему, опи-
сываемому поршнем УА, называется относительным объемом
мертвого пространства:
a=V„/V„.
Для больших цилиндров а < 0,05. Остаток газа в мертвом прост-
ранстве расширяется по линии 3-4 (см. рис. 2.6), поэтому всасы-
вание газа начинается не в начале хода поршня, а в конце про-
цесса расширения, в точке 4. Следовательно, объем Ув фактиче-
ски поступившего в цилиндр газа оказывается меньше рабочего
объема цилиндра, что учитывается объемным коэффициентом:
К = vjvh.
Считая процесс расширения (3-4) политропным с показателем
п = const, нетрудно получить
Ау= 1 — д(£Уй —1). (2.14)
Видно, что увеличение степени повышения давления е при
а = const приводит к снижению А.у и производительности ком-
прессора. Для современных компрессоров Ху=0,7-0,9. После ре-
визий и ремонтов рабочих полостей цилиндров объем мертвого
пространства тщательно контролируют, добиваясь регламенти-
руемых зазоров заводом-изготовителем.
Снижение производительности компрессора может быть
вызвано утечками через клапаны, сальники, подогревом и
дросселированием газа в процессе всасывания и учитываются
на практике соответственно коэффициентами герметичности
(Хг), тепловым (X,.) и давления (Хр), а вместе общим коэффици-
ентом подачи:
Х = ХУ-АГ-ХГ-АР. (2.15)
58
a - V(X) =/,(€); 6 - W. =/2(е); e - T]B1 =£ft)
Коэффициент подачи определяется при испытаниях компрессо-
ра и обычно составляет X = 0,6-0,85.
Действительная производительность компрессора определя-
ется работой цилиндра первой ступени и равна
K = (2.16)
Из приведенного соотношения следует, что производитель-
ность поршневого компрессора обусловлена рабочим объемом
цилиндра, числом ходов поршня в единицу времени или числом
оборотов вала привода п0 и коэффициентом подачи X. Произво-
дительность поршневого компрессора практически не зависит
от развиваемого им давления газа и основная характеристика
его VK = /(е) имеет вид кривой с небольшим наклоном к оси орди-
нат - (рис. 2.7). Этот наклон, или снижение производительности
с ростом степени повышения давления, объясняется уменьшени-
ем коэффициента подачи X или в основном объемного коэффи-
циента (Хг) (см. формулу (2.14)). Индикаторная, или внутренняя,
мощность компрессора определяется по среднему индикаторно-
му давлению р, из индикаторной диаграммы (см. рис. 2.6):
^^n0-p,-Vh, (2.17)
где п0 - частота вращения вала или число двойных ходов порш-
ня в секунду;
пл1234
Р, =—-—;
х, — длина индикаторной диаграммы, мм; пл. 1234 замеряют плани-
метром или путем суммирования элементарных площадей, Па-мм.
59
Рис. 2.8. Зависимость изотермического кпд от конечного давления для различ-
ных чисел ступеней
Мощность на валу (эффективную мощность) определяют
при испытаниях через мощность привода
^в=7?э^пеР^э, (2-19)
где Лэ ~ КЦД электропривода для электродвигателей поршневых
воздушных компрессоров; Г)э = 0,88-0,94; 7jnep - кпд передачи;
большинство поршневых компрессоров имеют непосредствен-
ное соединение с приводом, тогда 7]пер = 1,0.
По мощности на валу и индикаторной мощности находят ме-
ханический кпд компрессора т;мех = Nki/NK, который зависит от
конструктивных особенностей, нагрузки и износа движущихся
элементов компрессора. Для средних и больших компрессоров в
крейцкопфном исполнении 7}мсх = 0,9-0,96, малых бескрейкопф-
ных 7)мех = 0,85-0.9.
Практическое значение для охлаждаемых компрессоров
имеет изотермический кпд 7j113, который при степени повышения
давления в поршневом компрессоре £ = 3,0 достигает максимума
(рис. 2.8). При £ < 3,0 7)из падает из-за увеличения относительных
потерь в клапанах; при £ > 3,0 — из-за увеличения работы сжатия
(отклонения процесса сжатия от изотермы)
7.2. КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Поршневые компрессоры в промышленности появились пер-
выми и на сегодня являются самыми распространенными. Их
конструкции очень разнообразны: по расположению рабочих ци-
60
линдров (рис. 2.9 на вклейке), одинарного или двойного исполне-
ния, крейкопфные и бескрейкопфные, со смазкой или безсмазоч-
ные, с различным числом цилиндров, по числу ступеней - одно- и
многоступенчатые, с водяным или с воздушным охлаждением и
самых различных конфигураций. Небольшие воздушные ком-
прессоры имеют вертикальное V-образное (рис. 2.10 на вклейке)
и W-образное расположение цилиндров, обеспечивающее хоро-
шую динамическую уравновешенность (силы инерции возвратно-
поступательно движущихся масс действуют на фундамент верти-
кально). Это позволяет выполнять такие компрессоры много-
оборотными, менее массивными и с менее тяжелыми фундамен-
тами. Крупные воздушные компрессоры двойного действия вы-
пускаются угловыми (прямоугольное расположение осей цилин-
дров) и горизонтальными с оппозитным расположением осей ци-
линдров. Такие компрессоры более тихоходны и массивны по
сравнению с компрессорами первой группы. Расположение осей
цилиндров указывается в обозначении марки компрессора.
По ГОСТ 23680-79 для стационарных воздушных компрессоров
общего назначения применяются следующие обозначения:
Воздушные бескрейцкопфные вертикальные — ВВ
То же, V-образные — ВУ
То же, W-образные — ВШ
Воздушные крейцкопфные угловые — ВП
Воздушные оппозитные — ВМ
Здесь первая буква В обозначает «воздушный», вторая буква -
расположение осей цилиндров.
Поршневой компрессор состоит из двух групп деталей - ци-
линдровой группы и механизма движения. К первой группе отно-
сятся цилиндры и поршни, конструкция и размеры которых зави-
сят от производительности, рабочего давления и рода сжимаемо-
го газа. Во вторую группу входят картер, коренной вал, крейцкоп-
фы и шатуны. Конструкции и размеры этих деталей определяют-
ся передаваемой мощностью и частотой вращения вала.
Для повышения производительности поршневого компрессо-
ра необходимо увеличивать размеры цилиндров и поршней, в ре-
зультате чего возрастает сила инерции возвратно-поступатель-
ных масс машины. Поэтому поршневые компрессоры проекти-
руются с довольно низкой частотой вращения вала. Из-за техни-
ко-экономических соображений производительность поршнево-
го компрессора, равную 3,5 м3/с (210 м3/мин), следует отнести к
предельной, хотя имеются и более производительные машины.
61
Рис. 2.11. Двухступенчатый оппозитный компрессор типа ВМ.
а — конструктивная схема, б - общий вид компрессора 4ВМ10-120/9 ОАО «Пен лкомпрессормаш»
Комплексы механизмов движения типизированы - они полу-
чили название баз. При разработке баз в качестве основного па-
раметра принята максимальная поршневая сила, другими параме-
трами являются ход поршня и частота вращения вала. Отечест-
венной промышленностью в настоящее время выпускаются раз-
личные многорядные оппозитные компрессоры. Размещение ци-
линдров по обе стороны вала (оппозитная схема) получило широ-
кое распространение благодаря динамической уравновешенности.
Кроме того, оппозитная схема позволяет сконструировать ком-
прессор с любым количеством ступеней путем увеличения числа
рядов противоположно расположенных цилиндров. Характерис-
тика базы и рабочие параметры компрессора заложены в его обо-
значении. Например, обозначение 2ВМ10-50/8 определяет: 2 -
двухрядный, ВМ - воздушный оппозитный, 10 - максимальная
поршневая сила 100 кН, 50 - производительность 50 м3/мин, 8- из-
быточное давление нагнетания 8 кгс/см2 (~ 0,9 МПа).
На рис. 2.11 показан такой компрессор с двумя ступенями
сжатия. Воздух через всасывающий патрубок / поступает в ци-
линдр первой ступени сжатия 2, где сжимается до давления по-
рядка 0,3 МПа, а затем направляется в промежуточный охлади-
тель 4. После охлаждения до температуры 30-40 °C воздух дожи-
мается в цилиндре второй ступени 5 и подается в нагнетатель-
ный патрубок 6. Приводной двигатель 3 расположен на конце
коленчатого вала.
Воздушные угловые компрессоры также нормализованы
на угловых базах 2П-7П с максимальной поршневой силой
20-70 кН соответственно. Они выпускаются чаще всего с водя-
ным охлаждением на производительность 10; 30, и 50 м3/мин и
давление « 0,9 МПа. Кроме принятого для всех нормализо-
ванных компрессоров обозначения, для таких компрессоров
две первые цифры определяют модернизацию (10 - первая мо-
дернизация, 20 - вторая и т. д.). Например, 302В П-10/8 означа-
ет, что это компрессор третьей модификации с максимальным
поршневым усилием 20 кН и т. д.
Глава 8. РОТОРНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Роторный компрессор - компрессор объемного действия, в
котором рабочие камеры образуются расточкой корпуса и разме-
щенным в ней ротором (роторами), а изменение объемов рабочих
камер происходит в результате вращения ротора (роторов).
63
Роторные компрессоры подразделяются на винтовые, спи-
ральные, зубчатые, пластинчатые и жидкостно-кольцевые
(см.схему на рис. 2.1). Кроме того, они выполняются одно-, двух-
и трехроторными. Диапазон рабочих параметров роторных ком-
прессоров достаточно широк - производительность их колеб-
лется от 0,01 до 12 м3/с, не считая микромашин, а рабочее давле-
ние достигает 2,0 МПа. Параметры уникальных машин выходят
за указанные пределы.
Наиболее многочисленная группа воздушных роторных ком-
прессоров общего назначения - это винтовые компрессоры. Не-
которые зарубежные производители, например компания «Atlas
Сорсо», поставляют еще оригинальные воздушные спиральные
компрессоры.
8.1. ВИНТОВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Винтовой компрессор - роторный компрессор, в котором ра-
бочая камера образуется корпусом и винтообразным ротором,
имеющими различные профили зубьев (название по ГОСТ
28567-90).
Рабочими органами винтовых компрессоров являются рото-
ры с нарезанными на них винтовыми зубьями. Наибольшее рас-
пространение получили двухроторные машины, хотя принципи-
ально количество роторов может быть от одного до трех. Рото-
ры вращаются навстречу друг другу в корпусе, выполняющем
роль цилиндра (рис. 2.12 на вклейке).
Конструктивные формы роторов спроектированы на общих
закономерностях теории зацепления взаимоогибаемых поверх-
ностей. Современные конструкции роторов представляют собой
косозубые шестерни с малым числом зубьев асимметричного ге-
ликоидального (спирального) профиля. Каждая пара зубьев об-
разует винтовой канал, заполняемый газом. Ротор, называемый
ведущим, имеет выпуклые широкие зубья и чаще всего соединен
с двигателем. Ведомый ротор, вращающийся через синхронизи-
рующие шестерни, имеет зубья вогнутые и тонкие.
Расточки корпуса под роторы пересекаются между собой,
образуя в поперечном сечении фигуру в виде восьмерки. По ди-
агонали обе полости соединены с камерами всасывания и нагне-
тания через специальные окна. Окно всасывания имеет форму
кольцевого сектора и расположено с торца винтов, окно нагне-
тания обычно расположено сбоку.
64
Рис. 2.13. Фазы сжатия винтовых ком-
прессоров
Рабочий процесс винтового
компрессора состоит из четы-
рех фаз: всасывания, переноса, -я фаза 2-я фаза
сжатия и нагнетания (рис. 2.13).
При вращении винтов на сто- ZXx
роне выхода зубьев из зацепле-
ниямежду ними освобождают-
ся впадины. Эти полости бла-
годаря создаваемому В НИХ раз- 3-я фаза 4-я фаза
ряжению заполняются газом
из камеры всасывания (аналогично процессу всасывания в порш-
невом компрессоре). С поворотом роторов заполняемое прост-
ранство увеличивается до тех пор, пока с другой торцевой сторо-
ны (где расположена камера нагнетания) зубья не выйдут из за-
цепления полностью. На этом этап всасывания (первая фаза) за-
канчивается. При дальнейшем повороте роторов полость между
зубьями перейдет через кромку окна всасывания, ее соединение
с этим окном прекращается, газ оказывается в изолированной
полости и без изменения этого замкнутого объема переместится
на некоторый угол - так осуществляется перенос газа. Процесс
сжатия начинается с момента вращения, когда во впадину ведо-
мого ротора начинает внедряться сопряженный выступ ведуще-
го ротора. С дальнейшим поворотом роторов линия зацепления
зубьев перемещается к торцевой стороне нагнетательного окна.
Уменьшение объема парной полости приведет к росту давления,
которое будет продолжаться до тех пор, пока полость сжатия не
соединится с окном нагнетания. В этот момент процесс внутрен-
него сжатия (вторая и третья фазы) заканчивается. При сообще-
нии полости сжатия с нагнетательным окном дальнейший пово-
рот роторов приводит к выталкиванию газа в нагнетательный
патрубок (4-я фаза).
На работу винтового компрессора оказывают влияние следу-
ющие конструктивные параметры.
Число зубьев. С увеличением числа зубьев объемы впадин
между ними сокращаются и уменьшается производительность
компрессора, хотя жесткость ротора при этом возрастает. Опти-
мальное решение обеспечивает схема 4/6, при которой ведущий
винт имеет четыре зуба (zj = 4), а ведомый - шесть (z2 = 6).
65
В этом случае достигается равнопрочность роторов при одина-
ковых наружных диаметрах. Передаточное число в этой схеме
Ил1 ^7 _
I = —— = — = —, где л01, «02 - частоты вращения ведущего и ведо-
«02 Z1 4
мого вала.
Относительная длина винтов. //</, = 0,9-1,8, где dx - наружный
диаметр ведущего винта как основной базовый размер. В России
приняты наружные диаметры винтов типоразмерного ряда, мм:
40,50, 63, 80, 100,120, 160,200, 250, 315,400, 500,630. Уменьше-
ние l/di при сохранении производительности ведет к увеличению
диаметра роторов и уменьшению их прогиба. Соблюдение зна-
чения 0,9-1,8 позволяет обеспечить работу компрессора при не-
больших зазорах между винтами и корпусом и тем самым сни-
зить перетечки газа.
Геометрическая степень сжатия. ег - это отношение объема
парной полости V! в момент ее отсечки от окна всасывания к объ-
ему этой же полости в момент ее соединения с окном нагнетания
V2. Геометрическая степень сжатия зависит от размеров окна на-
гнетания: с уменьшением его внутреннее сжатие будет увеличи-
ваться. Это важное качество позволяет создавать компрессоры
одной и той же конструкции винтовых пар и механизма их враще-
ния на одинаковую производительность, но на различные рабочие
давления. Например, компания «Atlas Сорсо» выпускает одинако-
вые винтовые компрессоры на разные давления (табл. 2.3). Неко-
торое снижение производительности для одной модели объясня-
ется уменьшением коэффициента производительности с повыше-
нием степени сжатия. Полагая процесс сжатия политропным со
средним показателем политропы п = const, получим из уравнения
политропного процесса VdV2 = (Р2/Р1)г,п- Таким образом, Ej- =
- ЫР1)1,п^ гДе Ръ Pi ~ Давление конца и начала сжатия, соответст-
венно. При изометрическом сжатии Er = pjp\.
Значения геометрической степени сжатия у отечественных
винтовых компрессоров для каждой базы параметрического ря-
да имеют широкий диапазон: от 1,6 до 5 за счет соответствую-
щей формы и расположения окна нагнетания.
Относительная высота зуба - это отношение высоты головки
к радиусу его начальной окружности. Для увеличения теоретичес-
кой производительности компрессора относительную высоту го-
ловки зубьев ведущего ротора желательно принимать возможно
большей. Но увеличение этой относительной высоты головки зу-
66
Таблица 2.3
Техническая характеристика маслосмазываемого винтового компрессора
одноступенчатого сжатия производства компании «Atlas Сорсо»
Модель компрессора Макс, давление, бар Производительность, м‘/мин Мощность, кВт Габариты Д/Ш/В, мм
GA-90 7,5 8,5 10 13 16,6 15,6 13,9 ПЛ 90 2779/1000 1990
GA-110 7,5 8.5 10 13 20 18,8 17,1 13,5 110 2779/1000 1990
GA-132 7,5 8,5 10 13 24,1 22,9 20,7 16,8 132 3200/2120 2400
GA-I60 7,5 8,5 10 13 28,3 27,0 24,6 20,5 160 3200/21202400
GA-200 7,5 8,5 10 13 36,1 34,0 30,7 26,1 200 3200/2120 2400
1 GA-250 7,5 8,5 10 13 43,7 41,7 37,8 31,7 250 3200/2120 2400
1 GA-3I5W 7,5 8,5 10 13 55,7 51,8 47,0 38,4 315 4000/2120 2500
GA-355W 7,5 8,5 10 13 63,0 58,1 53,4 43,9 355 4000/2120 2500
GA-400W 7,5 8,5 10 13 70,5 66,5 60,7 50,6 400 4000/2120 2500
GA-450W 7,5 8,5 10 13 77,9 74,4 68,7 57,6 450 4000/2120 2500
Окончание табл. 2.3
Модель компрессора Макс, давление, бар Производительность, м’/мин. Мощность, кВт Габариты Д/Ш/В, мм
GA-500W 7,5 8,5 10 13 84,6 80,8 75,4 64,1 500 4000/2120 2500
ба ведет к ослаблению жесткости ротора, поэтому в современных
винтовых парах она не превышает значения 0,5-0,65. Головка зуба
ведомого ротора необходима по технологическим соображениям,
однако приводит к образованию пространственной щели, соединя-
ющей соседние полости сжатия, находящиеся под разным давлени-
ем. Поэтому относительная высота головки ведомого зуба прини-
мается возможно меньшей и также не превышает 0,05-0,065.
Угол закрутки роторов — это угол поворота торца винтовой
части ротора со стороны нагнетания по отношению к торцу со
стороны всасывания. Зубья обоих роторов имеют взаимно соот-
ветствующие углы закрутки. В зависимости от угла закрутки
могут быть два случая:
1) к моменту начала сжатия полость ведущего винта полно-
стью освобождена от заполнявшего ее зуба ведомого винта;
2) к моменту начала сжатия полость ведущего винта частич-
но занята со стороны торца нагнетания зубом ведомого винта.
Углы закрутки ведущего ротора находятся в диапазоне
270...350 °C.
Процессы нагнетания в поршневом и винтовом компрессо-
рах различаются. В первом нагнетание начинается практически
при равном давлении в цилиндре и нагнетательном патрубке.
Давление в конце процесса сжатия всегда подстраивается к дав-
лению в нагнетательном патрубке благодаря открытию само-
действующих нагнетательных клапанов.
В винтовом компрессоре с геометрической или установлен-
ной степенью повышения давления внутреннее давление конца
сжатия р? может не совпадать с рабочим давлением в нагнета-
тельном патрубке рн.
Возможные режимы винтового компрессора показаны в v, р-
координатах на рис. 2.14:
а) номинальный режим, когда внутреннее давление конца
сжатия р2 совпадает с давлением в нагнетательном патрубке рн,
т. е.р2 = Рн;
68
Рис. 2.14. Теоретические диаграммы процессов сжатия в винтовом компрессоре:
а - основной режим (р„ = рД б - режим с избыточной степенью сжатия (р, > /?„); в - режим с недоста-
точной степенью сжатия (р, < pj
б) режим с «пережатием», когда Р2 > pt], и происходит дроссе-
лирование газа из полости сжатия в нагнетательное окно с поте-
рей работы (заштрихованная площадь);
в) режим с «недожатием», когда р2 < р„, и происходит внеком-
прессорное сжатие также с потерей работы.
В случаях несовпадения р2 и рн термодинамические потери
работы, обусловленные ударными явлениями, сказываются на
энергетических показателях компрессора.
Винтовые компрессоры делятся на две группы: машины су-
хого сжатия и мокрого сжатия. Винтовые компрессоры сухого
сжатия, появившиеся на рынке первыми, подают сухой газ, не
содержащий масла (рис. 2.15,2.16 на вклейке). Винты вращают-
ся в корпусе без контактов, отсутствует и взаимный контакт ро-
торов, который обеспечивается синхронизирующими вращение
зубчатыми колесами. Охлаждение этих машин осуществляется
через водяные полости в отливке корпуса. Но такие компрессо-
ры имеют существенные недостатки: ограниченную степень по-
вышения давления и высокий уровень шума. Степень увеличе-
ния давления в одной ступени ие превышает е < 3-4 из-за значи-
тельного роста температуры газа. Превышение определенного
уровня температуры газа в компрессоре при заданных зазорах
недопустимо из-за опасности заклинивания роторов. Охлажде-
ние корпуса водой в меньшей степени влияет на температуру га-
за в винтовом компрессоре, чем в поршневом, так как процесс
сжатия в первом происходит гораздо быстрее.
Высокочастотный шум компрессора вызван ударными яв-
лениями на входе и выходе газа из компрессора (газодинами-
ческий шум) и значительными окружными скоростями враще-
69
ния роторов (механический шум). Для снижения шума ком-
прессорные установки снабжают глушителями и помещают их
под звукоизолирующие кожухи, снижающие уровень шума
на 20-25 %.
Для снижения температуры нагнетания и увеличения допус-
тимой степени повышения давления производят впрыск жидкос-
ти (масла или воды) в рабочую полость компрессора. Введение
масла дало возможность повысить давление в одной ступени (без
промежуточного охлаждения) до е < 13 (см. табл. 2.3).
В маслозаполненных винтовых компрессорах, как правило,
ведущим является один ротор. Так как винты входят в зацеп-
ление друг с другом, ведомый ротор автоматически вращается
при вращении ведущего ротора. Масло, которое постоянно
впрыскивается в винтовой блок (на втором этапе поворота
винтов), предотвращает металлический контакт между рото-
рами. Кроме смазки винтового блока, масло выполняет еще
две функции: уплотняет зазоры между роторами и между ро-
тором и корпусом (снижаются перетечки газа), а также отво-
дит тепло сжатия. Количество впрыскиваемого масла состав-
ляет примерно 1 л/мин на 1 кВт мощности привода. На выходе
из компрессора образуется смесь из сжатого воздуха и масла.
Вследствие очень высокого содержания масла в воздухе, рост
температуры в масловоздушной смеси на выходе не превы-
шает 120 °C.
Масловоздушная смесь сначала подается в сепаратор
(рис. 2.17 на вклейке), где воздух механически отделяется от
масла. Масло, которое поглотило часть тепловой энергии в
процессе сжатия, затем охлаждается в масляном радиаторе и,
будучи охлажденным и очищенным в фильтре, снова впрыски-
вается в компрессорный блок. Любые оставшиеся частицы
масла в сжатом воздухе удаляются из него в дополнительном
масляном фильтре, расположенном на выходе из сепарато-
ра перед подачей сжатого воздуха в концевой охладитель или
в сеть.
Конструкция маслозаполненного компрессора в дальней-
ших разработках упростилась: при наличии масла в полости
винтов роторы могут контактировать друг с другом, так что
синхронизирующие шестерни связи отпадают; узлы концевых
уплотнений с наличием масла в качестве уплотняющей и сма-
зывающей среды также становятся проще. Частота вращения
роторов маслозаполненного компрессора ниже компрессора
70
сухого сжатия. Благодаря низким окружным скоростям масло-
заполнеиный компрессор не нуждается в глушителях: на линии
нагнетания роль их дополнительно выполняют маслоотдели-
тель и маслосборник. Необходимо отметить, что маслосистема
увеличивает массогабаритные показатели компрессорной уста-
новки, к тому же полное удаление паров минерального масла
из сжатого воздуха невозможно. Поэтому промышленностью
разработаны водозаполненные винтовые компрессоры, в кото-
рых роль смазки и уплотнителя зазоров играет химически очи-
щенная вода.
Водозаполненные винтовые компрессоры сочетают преиму-
щества маслозаполненных и безмасляных компрессоров - без-
масляное сжатие воздуха при степени повышения давления в од-
ной ступени до 1,3 МПа. Вода как охлаждающая среда известна
своей высокой удельной теплоемкостью (ср ==4,18 кДж/кг-К) и
теплопроводностью (Ай ~ 0,6 Вт/(м-К) при Zo = 20 °C). При дози-
рованном впрыске воды в зону сжатия температура сжимаемого
воздуха не повышается более чем на 12 град независимо от ко-
нечного давления (почти «идеальное» изотермическое сжатие) и
последующее охлаждение произведенного сжатого воздуха не
требуется. По сравнению с обычными маслозаполненными агре-
гатами, водозаполненные компрессоры способны повысить
энергосбережение до 20 %.
8.2. ПАРАМЕТРЫ ВИНТОВОГО КОМПРЕССОРА
Теоретическая объемная производительность винтового
компрессора, у которого нет протечек,
Vo = Vnn-z1-nol,M3/c, (2.18)
где zlt и01 — число зубьев и частота вращения ведущего винта со-
ответственно; Упп - объем парной полости, м3.
Для принятого в отечественной промышленности типораз-
мерного ряда винтовых компрессоров с асимметричным профи-
лем зубьев объем парной полости в зависимости от длины рото-
ров /рот = 0,9-1,35 равен
Упп = (0,106 - 0,154)D2,,
где в свою очередь DBH - диаметр внутренней окружности ведо-
мого винта, м.
71
Действительная производительность винтового компрессора
меньше, чем теоретическая, на величину объемных потерь, ос-
новными из которых являются: перетечки газа через зазоры
(учитываются коэффициентом подогрев всасываемого газа
от нагретых частей машины и от смешения с горячими порция-
ми газа, поступающими из полостей с повышенным давлением
(Лг); выделение газа из масла (Х3); поступление его в полость вса-
сывания для охлаждения и уплотнения (Х4); гидравлические со-
противления на входе газа в окно всасывания (Х5) и другие виды
потерь (АД Соответственно коэффициент действительной про-
изводительности V к теоретической Vo равен
Х = V/V'O = X1-X2-X3-XA5(2.19)
В целом X при неизменных зазорах зависит: от степени повыше-
ния давления е, количества масла, подаваемого в полость всасы-
вания, конструктивных характеристик винтов и окружной ско-
рости роторов.
Удельная работа (изотермическая, адиабатная или политроп-
ная) при р2=рн (см. рис. 2.14, а) определяется соответствующими
уравнениями (см. табл. 2.1). Соответственно мощность, напри-
мер, политропного сжатия с учетом поступающего в полость
сжатия масла равна
= (К> - v„)p, -1). (2.20)
Удельная работа в режимах работы компрессора с «пережа-
тием», когда р2 > и с «недожатием», когда р2 < рк, например,
политропного процесса составляет
=Д Pl v‘ (E<n 1)/п “')+ч E’v” (221)
и политропная мощность
". = (Ц> - V„)[^ A (e(""1)/n -1)+eV" (ft - ft)]- (2.22)
Энергетические качества компрессора оцениваются сравне-
нием его с теоретическим (эталонным) компрессором, сжимаю-
щим газ по изотерме или адиабате (см. раздел 2.5).
72
Рис. 2.9. Конструктивные схемы поршневых компрессоров
Рис. 2.10. Воздушный бескрейцкопфный V-образный
поршневой компрессор
Рис. 2.12. Маслосмазываемый винтовой компрессор
Рис. 2.15. Ступень безмасляного винтового компрессора
Рис. 2.16. Технологическая схема безмасляного винтового компрессора
Клапан минимального давления
Рис. 2.17. Технологическая схема маслозаполненного компрессора
а С воздушным охлаждением б С водяным охлаждением
Всасывание Всасывание
Рис. 2.20. Схема движения воздуха и воды в компрессоре AQ:
1 - воздушный фильтр; 2 - впускной клапан; 3 - компрессорный элемент; 4 -
сепаратор; 5 - клапан минимального давления; 6 — концевой охладитель; 7 —
влагоотделитель циклонного типа; 8 - водяная помпа, 9 - теплообменник
типа «вода-воздух»; 10 — водяной фи ль гр; 11 — система фильтрации воды типа
«обратный осмос»; 12 — емкость для очищенной воды
Рис. 2.21. Спиральный компрессор
Рис. 2.22. Принцип работы спирального компрессора
Рис. 2.26. Трехступенчатый центробежный компрессор
Улучшенная
система
контроля и
управления
Рис. 2.2N. Полуоткрытое рабочее колесо
диагонального типа
Высокоэффективный
электродвигатель
Входной
направляющий аппарат
Входной
воздушный
глушитель
глушитель
Встроенные
промежуточные
и конечные
доохладители
Эффективная
фильтрация
воздуха на
всасывании
Обратный клапан
Коллектор
охлаждающей воды
и гибкие соединения
Рис. 2.36. Трехступенчатый центробежный компрессор
Рис. 2.55. Схема емкостной системы
измерения давления:
1 — соединения. 2 — измерительная мембрана. 3 -
силиконовое масло. 4 - неподвижный изолятор. 5 —
защитная мембрана
Компрессоры Компрессоры
Рис. 2.61. Режим работы компрессоров при каскадном управлении и пусковой
последовательности их работы
Рис. 2.62. Выбор по
мощности компрессо-
ров на одинаковую
нагрузку:
а - мощный компрессор: б -
небольшой компрессор
Рис. 2.63. Система контроля и управления компрессором Elektronicon
(«Atlas Copco»)
Рис. 2.18. Изотермический кпд современных винтовых компрессоров:
а - маслозаполненного типа; б — сухого сжатия
Изотермический кпд современных винтовых компрессоров
достигает уровня лучших поршневых и центробежных компрес-
соров (рис. 2.18).
8.3. КОНСТРУКЦИИ ВИНТОВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Винтовые компрессоры общего назначения выполняются на
рабочее давление до 1,4 МПа (компрессоры сухого сжатия) и до
2,0 МПа (маслозаполненные компрессоры). Максимальное дав-
ление нагнетания, достигнутое у уникальных машин, составляет
4,0 МПа. В настоящее время винтовые компрессоры являются
самыми массовыми на зарубежных предприятиях с потреблени-
ем от 1 до 100 м3/мин и давлением от 0,2 до 1,4 МПа. В послед-
ние десять лет и на отечественных предприятиях эти компрессо-
ры активно вытесняют устаревшее оборудование поршневого
парка компрессоров, а в децентрализованном воздухоснабжении
они не имеют альтернативы.
На долю воздушных маслозаполненных компрессоров из
всего мирового объема производства винтовых машин к настоя-
щему времени приходится около 90 %. Остальные 10 % состав-
ляют компрессоры «сухого» сжатия и холодильные машины.
Применение высокоэффективных теплообменников «воз-
дух-воздух» позволило отказаться от водяного охлаждения вин-
товых компрессоров с мощностью до 250 кВт. Принципиальные
схемы работы винтовых комперессоров с воздушным и водяным
охлаждением показаны на рис. 2.19 (на вклейке).
Рассмотрим принципиальную схему работы винтового ком-
прессора с воздушным охлаждением (рис. 2.19, а}.
• При пуске по схеме «звезда-треугольник» электродвига-
тель включается по схеме «звезда», чем обеспечивается низкое
число оборотов и уменьшение пускового тока. В этой стадии
73
электроклапан 10 открыт и регулирующая заслонка 2 находится
в закрытом положении. Компрессор работает в описанных усло-
виях в течение 5-7 с.
• По истечении этого времени происходит автоматическое
переключение электродвигателя со «звезды» на «треугольник»:
электроклапан 10 закрывается, обеспечивая открытие регули-
рующей заслонки 2, и атмосферный воздух поступает через
фильтр и обратный клапан 3 в компрессор 4. В этой стадии ком-
прессор работает на полном режиме обеспечивая сжатие возду-
ха в ресивере-маслоотделителе 5, до тех пор пока давление на
линии нагнетания после воздухоохладителя 6 не достигнет рабо-
чего давления в магистральной сети. Тогда обратный клапан на
линии нагнетания 3 откроется и очищенный в маслоотделителе
5 и влагоотделителе 7 сжатый воздух поступит в сеть (при от-
крытой отсечной задвижке, которая на схеме не показана).
• Под действием сжатого воздуха содержащееся в маслоотде-
лителе 5 масло перетекает в маслоохладитель 8 и через фильтр
масла 9 подается в компрессор. Здесь оно смешивается с возду-
хом, образуя масловоздушную смесь, обеспечивающую герме-
тичность и смазывание движущихся элементов компрессора. Да-
лее масловоздушная смесь возвращается в маслоотделитель 5,
где происходит предварительное и основное отделение масла
под действием центробежной силы.
Современные винтовые компрессоры зарубежного и отече-
ственного производства монтируются на единой раме со всем не-
обходимым дополнительным оборудованием (концевым охлади-
телем, влагосепаратором, осушкой, фильтрами, системой управ-
ления) и закрытым шумопоглощающим кожухом. Такой ком-
прессор практически не требует затрат на монтаж и в большин-
стве случаев не требует отдельного помещения. Винтовые ком-
прессоры изготавливаются на базе унифицированных типораз-
мерных узлов.
Унифицированный ряд отечественных винтовых компрессо-
ров сухого сжатия состоит из десяти одно- и двухступенчатых ба-
зовых машин, различающихся наружным диаметром винтов. Этот
ряд охватывает область производительностей от 0,1 до 6,7 м3/с
при работе на воздухе на рабочее давление 0,4 МПа (одноступен-
чатые машины) и 1,15 МПа (двухступенчатые машины). Такие
компрессоры имеют следующие условные обозначения: первая
цифра показывает номер базы, буква В - винтовой компрессор;
далее следует дробь, числитель которой соответствует производи-
74
тельности в м3/мин, а знаменатель — давлению нагнетания в
кг-с/см2 (атм). Например, одноступенчатый компрессор, выпол-
ненный на пятой базе, производительностью 40 м3/мин с давлени-
ем нагнетания 0,3 МПа обозначается: 5В-40/3.
Унифицированный ряд винтовых маслозаполненных ком-
прессоров охватывает диапазон производительностей от 0,66 до
6 м3/с и включает шесть одноступенчатых машин, выполненных
на четырех базах, с номинальным и максимальным давлением
0,8 и 0,9 МПа соответственно. В условном обозначении этих
компрессоров имеется одно отличие от компрессоров сухого
сжатия, состоящее в том, что после номера базы следует аббре-
виатура ВКМ - винтовой компрессор маслозаполненный.
Винтовая технология сжатия была научно обоснована и по-
считана в 1934 г. шведским профессором Альфом Лисхольмом,
но первые винты вышли за пределы лабораторий в середине
1950-х гг. Компания «Atlas Сорсо» (Швеция), купившая патент на
производство винтовых элементов, первая поставила винтовые
компрессоры на мировой рынок. Кстати, винтовые компрессо-
ры первых выпусков до сих пор работают и в России. Например,
на «Автовазе» были установлены винтовые компрессоры этой
компании 1965 г. выпуска. В настоящее время компания «Atlas
Сорсо» поставляет на мировой рынок, в том числе и в Россию,
безмасляные компрессоры с водяным и воздушным охлаждени-
ем производительностью от 7,3 м3/мин (модель ZR55) до
124 м3/мин (ZR750) на рабочее давление 0,85/0,96/1,1 МПа. Мас-
лосмазываемые винтовые компрессоры одноступенчатого сжа-
тия моделей GA имеют широкую линейку по производительнос-
ти - от небольших машин на 0,52 м3/мин (модель GA5) до
84,6 м3/мин (GA500) на рабочее давление 0,85/0,95/1,1/1,4 МПа и
двухступенчатого сжатия моделей GR производительностью от
15,3 до 26,2 м3/мин на рабочее давление 1,4 МПа и производи-
тельностью 11,7 и 21,6 м3/мин на давление 2,1 МПа. Ряд компрес-
соров комплектуется приводом с частотным регулированием
скорости - модель GA-VSD.
Винтовые компрессоры с впрыском воды в камеру сжатия
(модель AQ) выпускаются пока на небольшой диапазон произво-
дительностей (3,3-9,12 м3/мин) на давление 0,85/1,1/1,4 МПа. Для
защиты от коррозионного разрушения все металлические эле-
менты и соединения выполнены из нержавеющей стали, кор-
пус - из бромисто-алюминиевого сплава, а винтовой элемент -
из новейшего композиционного материала, что обеспечивает
75
ему срок службы, сравнимый со сроком службы маслосмазывае-
мых винтов. Для впрыска может быть применена обычная вода,
для очистки которой применяется система фильтрации «обрат-
ный осмос». Принципиальная схема потоков воды и воздуха ком-
прессора AQ показана на рис. 2.20 (на вклейке).
Кроме компании «Atlas Сорсо», свои винтовые компрессоры
поставляют фирмы «ALUP» (Германия), «Gardner Denver OY»
(Германия), «Fini» (Италия) и др. Появление на российском рын-
ке мировых производителей компрессорных машин резко сузи-
ло эту нишу для отечественных компрессоростроителей. Произ-
водство, например, поршневых и винтовых компрессоров малой
и средней производительности снизилось (по данным бывшего
«Минхиммаша») с 1990 г. в 7,5 раз. Первопричина кроется к не-
требовательности к качеству продукции, характерной для преж-
ней экономической системы. По причине невысокого качества в
начале 1990-х годов российское «малое и среднее компрессоро-
строение» не смогло противостоять внешней экспансии. К сожа-
лению, ситуация кардинально не изменилась. По мнению специ-
алистов научно-диагностического центра НПФ «Русская лабора-
тория», собственно компрессоры отечественного производства
мало уступают зарубежным. Их слабое место - электронные си-
стемы управления, отсутствие приводов с переменной частотой
вращения, надежность уплотнений, отсутствие рефрижератор-
ных установок обработки воздуха. Но это решаемые проблемы,
в том числе и путем международного разделения труда.
Наиболее успешным предприятием из российских производи-
телей является ОАО «Казанькомпрессормаш». В Казани много
новых разработок. Это связано с тем, что при Казанском компрес-
сорном заводе есть ЗАО «НИИ турбокомпрессор им. В.Б. Шнеп-
па». В номенклатуре предприятия среди других компресссоров
имеются винтовые компрессоры «сухого» сжатия производитель-
ностью 6-200 м3/мин и давлением до 2,0 МПа; маслозаполненные
производительностью 1-50 м3/мин и давлением до 4,5 МПа.
Все остальные заводы продолжают пользоваться в основном
старыми наработками, но жесткая конкуренция на рынке за-
ставляет их искать новые технологии для улучшения качества
собственной продукции. Например, ОАО «Пензкомпрессор-
маш» освоил серийное производство винтовых маслозаполнен-
ных установок общего назначения с роторами нового профиля
ОАО «ВНИИ Холодмаш-Холдинг» производительностью
6,5—40 м3/мин и давлением от 0,6 до 0,9 МПа. Винтовые компрес-
76
сорные элементы изготавливаются на новом роторофрезерном
оборудовании фирмы «Holroyd» с использованием уникальных,
единственных в России заточных станков с программным управ-
лением. Заметим, что другие российские производители винто-
вых компрессоров винтовые пары покупают за рубежом. Все
винтовые воздушные компрессорные установки ОАО «Пенз-
компрессормаш» оснащаются системами автоматизации различ-
ного уровня сложности (от релейной до микропроцессорной си-
стемы управления), а также преобразователями частоты враще-
ния электропривода по заказу потребителя.
8.4. СПИРАЛЬНЫЙ КОМПРЕССОР
Спиральный компрессор - это однороторная безмасляная рота-
ционная машина, сжимающая определенное количество воздуха в
постепенно уменьшающемся объеме. Рабочими органами компрес-
сора являются неподвижная спираль, закрепленная в корпусе ма-
шины и подвижная эксцентрическая спираль с приводом от двига-
теля (рис. 2.21 на вклейке). Спирали установлены со сдвигом по фа-
зе на 180 °C так, чтобы образовывать воздушные полости с изменя-
ющимся объемом. Такая конструкция обеспечивает спиральным
элементам радиальную стабильность. Утечки в спиральном эле-
менте минимальны, поскольку перепад давлений между воздушны-
ми полостями меньше разности давлений во впускных и выпускных
каналах.
Подвижная спираль приводится в движение короткоходным
коленчатым валом и эксцентрически перемещается вокруг цен-
тра неподвижной спирали. Когда подвижная спираль движется
против часовой стрелки (рис. 2.22 на вклейке), воздух всасывает-
ся, захватывается одной из воздушных полостей и сжимается по
мере продвижения к центру, где расположены выпускной канал
и обратный клапан. Весь цикл сжатия осуществляется за 2,5 обо-
рота, что обеспечивает поступление воздушного потока в линию
нагнетания практически без пульсаций. Отсутствие переменного
вращающего момента, в отличие от поршневого компрессора,
делает работу компрессора бесшумным и почти без вибраций.
Благодаря этому и дополнительному звукоизолирующему кожу-
ху общий уровень шума не превышает 59 дБ.
Фирма «Atlas Сорсо» выпускает такие компактные компрес-
соры серии SF на небольшую производительность 0,16-
0,40 м3/мин на рабочее давление 0,775/0,8/0,975/1,0 МПа.
77
Глава 9. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
9.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Газовые турбомашины (иначе динамические машины, лопа-
стные машины) подразделяются на центробежные и осевые. В
зависимости от развиваемого давления они называются вентиля-
торы (степень повышения давления Е < 1,15), нагнетатели или
газодувки (е < 3,0) и компрессоры (е > 2,5) (рис. 2.23).
Проточная часть компрессора состоит из двух основных эле-
ментов: вращающихся каналов рабочего колеса и неподвижных
каналов - подводящего и отводящего устройств, переводных и
выходных каналов. Элементы проточной части имеют различ-
ные конструктивное исполнение и выполняют разные функции.
Рабочее колесо с диффузором, поворотными каналами и об-
ратным направляющим аппаратом называется ступенью центро-
бежного компрессора. На рис. 2.24 изображена схема промежу-
точной ступени, после которой поток газа поступает в следую-
щее рабочее колесо. Концевая ступень не имеет обратного на-
правляющего аппарата и заканчивается, как правило, улиткой.
Подводящее устройство организует поступление газа к рабо-
чему колесу первой ступени с минимальными потерями за счет
равномерного распределения скоростей на входе. Для этого при-
меняют специальную форму подвода. В отечественных воздуш-
ных центробежных компрессорах обычно применяется полуспи-
Рис. 2.23. Классификация турбомашин:
а - по важнейшим признакам; б — радиальные, в - диагональные центробежные машины;
г - осевые машины
78
Рис. 2.24. Промежуточная (а) и
концевая (б) ступени центро-
бежного компрессора:
О — вход во всасывающее отверстие пер-
вого колеса; 1 — вход на рабочие лопатки;
2 - выход из рабочих лопаток; 3 - вход на
лопатки диффузора; 4 - выход из диффу-
зора; 5 - вход на лопатки обратного на-
правляющего аппарата; б — выход из об-
ратного направляющего аппарата; 7 -
вход в улитку; О' - вход во всасывающее
отверстие последующего колеса
ральный боковой подвод
(рис. 2.25). Наиболее про-
стым подводящим уст-
ройством, широко ис-
пользуемым в современ-
ных центробежных ком-
прессорах, является осевой подвод. Для уменьшения потерь вхо-
дящая часть осевого патрубка перед каждой ступенью закругле-
на в виде конфузора (рис. 2.26 на вклейке).
Рабочее колесо является основным элементом проточной
части, в котором происходит преобразование механической
энергии привода в энергию перекачиваемого газа. Конструк-
тивное исполнение рабочих колес центробежных компрессоров
различное. Рабочее колесо закрытого типа (рис. 2.27), применя-
емое в серии отечественных воздушных центробежных машин
К-250, К-500 и др , состоит из основного 3 и покрывающего (пе-
реднего) дисков /, между которыми располагаются профилиро-
ванные лопасти 2, образующие круговую решетку. Диски вы-
полняются из поковок либо штампуются. Кованые диски при-
меняются при окружных скоростях на выходе рабочего колеса
до 300 м/с. Соединение отштампованных лопаток с дисками осу-
ществляется с помощью заклепок, сварки, пайки. При окруж-
ных скоростях более 300 м/с применяются полуоткрытые рабо-
чие колеса, у которых отсутствует
передний покрывающий диск
(рис. 2.28 на вклейке). Лопасти и
ведущий диск получают фрезеро-
ванием либо электроэрозионной
обработкой из одной поковки
Рис. 2.25. Двухзаходный полуспиральный
подвод
79
Рис. 2.27. Закрытое колесо ра-
диального типа:
/ — покрывной диск; 2 - лопасть колеса;
3 - основной диск
Рис. 2.29. Типы отводов центро-
бежных компрессоров:
а - спирал ьный отвод; б—оезлопаточный коль-
цевой диффузор; в—лопаточный диффузор
Отводящее устройство предназначено для преобразования
кинетической энергии потока в потенциальную энергию (давле-
ния) и подачи потока в следующую ступень через обратный на-
правляющий аппарат (см. рис. 2.24) либо в нагнетательный тру-
бопровод. В одноступенчатых компрессорах наибольшее распро-
странение получили спиральные отводы (рис. 2.29,д), в многосту-
пенчатых - спиральные отводы совместно с безлопаточным
(рис. 2.29, б) либо с лопаточным (рис. 2.29, е) диффузором. Лопа-
точный диффузор представляет собой круговую решетку профи-
лированных лопаток, расположенную за рабочим колесом.
9.2. ОСНОВЫ ТЕОРИИ ЦЕНТРОБЕЖНОЙ МАШИНЫ
Ступень центробежного компрессора (рис. 2.30), имеет рабо-
чее колесо в виде вращающейся лопаточной системы. Поток га-
за поступает в рабочее колесо из камеры всасывания. Давление
при этом падает, так как скорость газа на пути 01 возрастает при
постоянстве полного давления. В межлопаточных каналах рабо-
чего колеса (участок 12) поток участвует в сложном движении,
Рис. 2.30. Схема ступени центробежного компрессора и треугольники скоро-
стей на входе и выходе из рабочего колеса
81
состоящем из окружного (скорость и) и относительного (ско-
рость vv) движений, в совокупности составляющих абсолютное
движение (скорость с). Индексом / обозначены скорости и углы
на входе в рабочее колесо, а индексом 2 - на выходе из него. Ме-
ханическая энергия, подводимая к валу, преобразуется в рабо-
чем колесе в кинетическую энергию потока в абсолютном дви-
жении (с2 > q). Изменение кинетической энергии в относитель-
ном движении определяется формой межлопаточных каналов:
чаще всего сечение канала от входа к выходу несколько увели-
чивается и относительная скорость падает (w2 < и^), что приво-
дит к росту давления газа в канале. Изменение окружной скоро-
сти от и, до и2 (соответственно на радиусах rt и г2, и = сог, со — уг-
ловая частота вращения колеса) вызывает дополнительное по-
вышение давления вследствие действия центробежных сил.
На выходе из рабочего колеса абсолютная скорость газа с?
достигает максимального значения в проточной части ступени.
Безлопаточный диффузор (участок 23) служит для частичного
преобразования кинетической энергии за рабочим колесом в по-
тенциальную (статическое давление), а также для выравнивания
скоростей потока перед входом в лопаточный диффузор (учас-
ток 34). В последнем вследствие увеличения проходного сечения
практически заканчивается преобразование кинетической энер-
гии газа в статическое давление.
Основное уравнение турбомашин (насосов, вентиляторов,
компрессоров) носит название уравнения Эйлера, которое свя-
зывает удельную работу, подведенную к потоку рабочего тела, с
геометрией лопаток рабочего колеса (см. рис. 2.30):
/г = с2ии2 - с1и-иъ Дж/кг. (2.23)
Из уравнения (2.23) следует, что для колеса определенной
геометрии при постоянной скорости вращения (щ = const, и2 =
= const) удельная работа максимальна при с1и = 0, а это возмож-
но при cq = 90 °C (см. рис. 2.30). Это положение является опреде-
ляющим принципом в конструировании геометрии входной час-
ти рабочего колеса. Если такое условие соблюдается и =
= с2ии2 , то максимальная удельная работа при заданном значе-
нии (^г)тах (по условию прочности материала колеса (п2)тах <
< 40 м/с для чугунных колес и (и2)тяк < 300 м/с для колес из ле-
гированной стали) будет зависеть от значения С2„, а следователь-
но, от формы лопатки в выходном сечении рабочего колеса. Вы-
ражая ciu и с2и из треугольника скоростей через окружные, отно-
82
сительные и абсолютные скорости, получим уравнение Эйлера в
другой форме:
_ С;-С,2 + Ц2-»2 + и^-tv2
2 + 2 + 2
(2.24)
Кроме понятия удельной работы 1Т в теории и практике турбома-
шин широко используется понятие напора Нт, который связан с
1Т соотношением
1Т = 8 или Нт = (с2и-ы2 - cluu})/g, м.
Напор, в свою очередь связан с известным в гидромеханике со-
отношением
Н = Др/р%,
где Др - разность давлений, развиваемых турбомашиной; р —
плотность потока.
Заметим, что понятие напор имеет практический смысл для
турбомашин, работающих на несжимаемой жидкости (насосы и
отчасти вентиляторы). В этом случае р = const и Др/pg определя-
ет пьезометрический напор на выходе из машины, выражаю-
щийся высотой столба перемещаемой жидкости, м. Отсюда при-
обретают физический смысл такие понятия, как высоконапор-
ная ступень, коэффициент напора и т. д.
При работе на газах понятие напора условно, поскольку вы-
сота столба газа несущественна и к тому же плотность газа р в
процессе сжатия переменна. И тем не менее понятие напор и его
производные широко используются в технической литературе и
практике для компрессорных машин.
С учетом сделанного замечания введем обозначение слагае-
мых уравнения (2.24):
НТ=Н? + н,
(2.25)
с1, —с
где н^01 = - —1 -динамический напор, который может быть преоб-
2х
разован в статический напор в диффузоре; /77 = —-~Ц| +^*~w-2- -
2g 2g
статический напор; первое слагаемое этой суммы отражает прира-
83
Рис. 231. Формы лопаток
рабочего колеса центро-
бежной машины
щение статического
давления за счет действия центробежных сил, а второе — за счет
торможения потока в межлопаточных каналах рабочего колеса
при его относительном движении. Аналогично, Р, = Рф + Pjm.
В конструкциях центробежных машин различают три основные
типа рабочих лопаток (рис. 2.31): если угол выхода потока из
межлопаточного канала р2 > 90 °C, то лопатка загнута вперед, ес-
ли р2 = 90 °C, то лопатка радиальная и если р2 < 90 °C - лопатка
загнута назад. Значение р2 оказывает большое влияние на вели-
чины кинетической и потенциальной составляющих теоретичес-
кой энергии потока или полного теоретического напора колеса.
Установлено, что лопатки, загнутые вперед (р2 > 90 °C), создают
наибольший полный теоретический напор в основном в форме
скоростного напора (кинетической энергии). При р2 = 90 °C пол-
ный теоретический напор состоит из одинаковых скоростного и
теоретического напоров (кинетическая и потенциальная энергии
потока распределяются поровну). При уменьшении угла
р2 < 90 °C полный теоретический напор падает, но доля состав-
ляющей в нем статического напора растет (рис. 2.32). Поэтому
центробежные компрессоры, назначение которых создавать ста-
тический напор или давление, обычно имеют так называемые
компрессорные лопатки, отогнутые назад (02 = 35...55 °C), и
авиационные лопатки (р2 ~ 90 °C).
Заметим, что центробежные вен-
тиляторы имеют все типы лопастей. В
рабочем колесе осевой турбомашины
приращение давления происходит
только за счет изменения относитель-
ной скорости в межлопаточных кана-
лах, так как центробежные силы в
процессе преобразования энергии не
участвуют (w2 = «1 = к):
z
т 2 2
Рис. 232. Зависимости Нт и от угла р2
Лопасти Лопасти
84
Таким образом, при сопоставимых условиях (одинаковые
геометрические размеры рабочих колес, скорости движения га-
за) центробежная ступень значительно превосходит осевую по
создаваемому давлению.
9.3. МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
Удельная работа, переданная потоку рабочего тела, при с1и = О
/г = с2 и2 =~-и2 - (р2иН2 ,
U2
где (р2и = ^/«2 ~ безразмерный коэффициент закрутки потока,
который одинаков для подобной серии колес. Значение (р2и зави-
сит от многих факторов (угла р2, конечного числа лопаток или
густоты решетки, расхода газа через колесо и др.) и обычно оп-
ределяется опытным путем и для компрессорных лопаток лежит
в пределах ср2и = 0,5-0,7.
Таким образом, при заданной величине (р2и удельная работа
определяется квадратом окружной скорости, 1Г = Однако
последняя ограничена условиями прочности колеса. Если при-
нять для стального колеса и2 = 280 м/с и (р2и = 0,65 (это пример-
ные данные для колес компрессора К-250), то для одной ступени
= 51 кДж/кг. Эта теоретическая максимальная работа экви-
валентна располагаемой удельной работе политропного сжатия
(см. табл. 2.1):
п-1 J
В расчетах удобнее пользоваться другой формулой для опре-
деления политропной работы:
где о = Т1ПОЛАЛЛ - 1, т]поп - политропный кпд.
Отсюда можно ориентировочно получить максимальное зна-
чение степени повышения давления в ступени Например, при
сжатии воздуха в ступени при 7\ = 293 К, Т1ПОЛ = 0,75, R = 287
85
Дж/(кг-К) и к = 1,4 получается = 1,52. При изготовлении полу-
открытого колеса авиационного типа из титановых сплавов по ус-
ловиям прочности допустимы окружные скорости до 500 м/с.
Повторим расчет максимальной степени повышения давле-
ния для ступени с полуоткрытым диагональным колесом, приме-
няемым в современных центробежных компрессорах для усло-
вий и2 = 400 м/с, <р2и = 0,65, Ту - 293 К и Т]пол = 0,75; тогда получа-
ется е„„ = 2,21.
В промышленных установках требуется высокое давление
жидкости или газа. В таких случаях центробежные компрессоры
с одним рабочим колесом заменяются многоступенчатыми. Мно-
гоступенчатая центробежная машина представляет собой ряд од-
ноступенчатых машин, рабочие колеса которых соединены по-
следовательно. При последовательном включении колес полное
давление (полный напор) машины равен сумме давлений (напо-
ров) отдельных ступеней. В отечественных воздушных компрес-
сорах серии К-250 и др. после каждой промежуточной ступени
поток газа поступает в обратный направляющий аппарат, кото-
рый устраняет закручивание потока и обеспечивает осевой вход
в рабочее колесо последующей ступени (рис. 2.33). В таких ком-
прессорах два последовательно включенные рабочие колеса
объединяются в секцию, после которой поток воздуха охлажда-
ется в промежуточном теплообменнике. Широко распространен-
ные отечественные воздушные центробежные компрессоры про-
екта середины 50-х гг. XX в. (К-250; К-500; К-1500) на рабочее
давление 0,75-0,9 МПа имеют три секции (шесть рабочих колес)
и два промежуточных охладителя (см. рис. 2.33). Расчетные дав-
ления после первой секции, например компрессора К-250-61-2,
равно 0,235 МПа, температура t = 123 °C. Соответственно степень
повышения давления в секции е = 2,35, что хорошо совпадает с
ранее приведенным примером (e^ = 1,522 = 2,31).
Зарубежные производители центробежных компрессоров
«Atlas Сорсо», «Turbo cooper», «А1ир» и др. поставляют двухступен-
чатые компрессоры (два диагональные рабочие колеса из нержа-
веющей стали) на давление 0,45-0,6 МПа и трехступенчатые (три
колеса) на давление 0,8-1,14 МПа (рис. 2.26). Последовательное
включение ступеней осуществляется внешними обводными трубо-
проводами. Степень повышения давления для диагонального рабо-
чего колеса, рассчитанная в приведенном примере, Е^ = 2,21, хо-
рошо согласуется с общей степенью повышения давления, на-
пример для такой трехступенчатой машины Е31ах = = 2,213 = 10,8.
Таким образом, применение современных диагональных колес
86
Рис. 2.33. Компрессор К-500-61-1 с наружным охлаждением
позволяет резко уменьшить число рабочих колес (три у совре-
менных компрессоров против 6 у компрессоров серии К-250 и
др.) и создать более уравновешенную и компактную машину.
9.4. ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБОКОМПРЕССОРА
Каждому турбокомпрессору свойственны определенные зна-
чения его рабочих параметров V, Н, р, N и Т], зависящих от час-
тоты вращения вала. При разных режимах работы турбоком-
прессора рабочие параметры его различны. Общеприняты сле-
дующие зависимости между рабочими параметрами: р = /i(V),
N = f2(V) и и =/3(V).
Эти соотношения, представленные графически, называются
характеристиками турбокомпрессора. Основной характеристикой
является р =/j(V), получаемая испытанием турбокомпрессора при
постоянной частоте вращения. Заметим, что в характеристиках ар-
гументом является производительность компрессора V. При испы-
таниях компрессора (число оборотов постоянно) изменение произ-
водительности достигается либо дросселированием газа на всасы-
вании, либо закруткой потока перед входом в рабочее колесо.
87
Рис. 2.34. Характеристика компрессора ZH-7000 «Atlas Сорсо» при регулирова-
нии направляющим аппаратом: а — угол поворота лопаток направляющего
аппарата
Типичная характеристика современного центробежного ком-
прессора ZH-7000 «Atlas Сорсо» показана на рис. 2.34, где рабочая
гарантийная точка отмечена звездочкой, а углы поворота лопа-
ток направляющего аппарата даны в градусах (-20; -40 и т. д.).
Гарантийная точка получена при условиях входаро = 0,1 МПа, t0 =
= —10 °C, температуре охлаждающей воды tw = 12 °C и давлении
нагнетания р„ = 0,7 МПа.
Газодинамические характеристики центробежных компрессо-
ров с промежуточным охлаждением воздуха зависят от большого
числа определяющих параметров: барометрического давления,
температуры всасываемого воздуха, температуры охлаждающей
воды и ее расхода и положения дроссельной регулирующей за-
слонки на входе. Например, на рис. 2.35 показаны характеристики
р =f(y) компрессора К-250-61-1, полученные при различных тем-
пературах на входе от +30 °C до -30 °C. Как видно из приведенных
данных, изменение температуры воздуха приводит к колебанию
88
Рис. 2-35. Характеристики р = Д2)
компрессора К-250-61-1 при различ-
ных температурах воздуха на входе
200 220 240 260 280 300 320
VQ, м3/мин
производительности ком-
прессора: зимой она превы-
шает номинальную на 10-
- 15 %, а летом -снижается
на 10 %.
Основная характеристи-
ка компрессора р = ог-
раничена (штриховая линия на рис. 2.34), левее которой наступа-
ет неустойчивая работа компрессорной установки или явление
помпажа. Помпаж вызывается рядом причин, основная из кото-
рых - срыв потока с лопастей (или запирание потока газа в меж-
лопаточных каналах колеса) при предельном снижении произво-
дительности и одновременном повышении давления нагнетания.
В помпажной точке производительность компрессора падает до
нуля и компрессор начинает работать на холостом ходу. Но в
дальнейшем давление в сети снижается в связи с разбором возду-
ха и компрессор возобновляет свою работу на сеть. Цикл помпа-
жа «нагрузка-разгрузка» может протекать очень быстро — от не-
скольких секунд до минут и сопровождается повышенной вибра-
цией всей компрессорной установки, бросками тока в электропри-
воде и т. д., в результате чего компрессорная установка выходит
из строя. В эксплуатационных условиях помпаж предотвращается
при помощи автоматического антипомпажного клапана, установ-
ленного после компрессора. Клапан настраивается на предельное
давление, несколько меньшее допустимого давления по условиям
помпажа, и сбрасывает воздух в атмосферу, искусственно повы-
шая производительность компрессора и ограничивая подачу воз-
духа в сеть.
9.5. КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ
Центробежный компрессор имеет преимущества по сравне-
нию с некоторыми объемными компрессорами: подача газа без
загрязнения его смазкой; высокая надежность и долговечность;
простые регулирующие устройства производительности; более
низкая стоимость обслуживания. Особенно наглядны и бесспор-
ны технико-экономические преимущества центробежных ком-
89
прессоров по сравнению с малопроизводительными и громоздки-
ми поршневыми компрессорами, когда требуется компримирова-
ние больших количеств газа при относительно невысокой степе-
ни сжатия. С увеличением давления нагнетания (или степени по-
вышения давления) технико-экономические показатели центро-
бежного компрессора ухудшаются. Возрастающая плотность по-
тока уменьшает объемный расход на последних ступенях сжатия,
поэтому рабочие колеса, каналы диффузора и обратного направ-
ляющего аппарата приходится изготавливать узкими. Потери на
трение газа в таких каналах резко увеличиваются, превращаясь в
теплоту, вследствие чего растет показатель политропы сжатия и
удельный расход мощности на единицу количества компримиру-
емого газа.
Центробежные компрессоры выполняются по разнообразным
схемам и конструкциям проточной части, отдельных узлов и дета-
лей. Их изготовляют одноступенчатыми и многоступенчатыми.
В центробежных компрессорах в зависимости от требуемого ко-
нечного давления в одном корпусе размещают до восьми ступеней.
После сжатия в секции, состоящей из одной-трех неохлаждаемых
ступеней, газ охлаждается в промежуточных теплообменниках.
Основные отечественные производители воздушных центро-
бежных компрессоров - ОАО «Казанькомпрессормаш» (г. Ка-
зань) и ОАО «Дальэнерго» (г. Хабаровск). ОАО «Казаньком-
прессормаш» — одно из ведущих российских производителей
компрессорного оборудования выпускает центробежные ком-
прессоры (ЦК) на основе унифицированных рядов корпусов с го-
ризонтальным и вертикальным разъемом производительностью
15-800 м3/мин и давлением до 4,5 МПа, а также многовальные
мультипликаторные ЦК для воздуха и других газов производи-
тельностью 30-800 м3/мин и давлением до 5 МПа.
Конкуренция на рынке с зарубежными производителями
центробежных компрессоров общего назначения заставила рос-
сийских производителей пересмотреть подходы к конструктиро-
ванию более эффективных компрессоров. Например ОАО «Да-
льэнерго» (бывший «Энергомаш») освоил выпуск, наряду с вы-
пускаемыми до сих пор серийными машинами К-250-61-5 и
К-500-61-5, турбокомпрессорных агрегатов (ТКА), технические
данные которых приведены в табл. 2.4.
ТКА выполнены в виде блока, объединяющего компрессор,
воздухоохладители, систему смазки, обвязочные трубопроводы
и пускорегулирующую аппаратуру. ТКА 80/9 и ТКА 130/9 четы-
90
Таблица 2.4
Основные технические данные ТКА
Показатель ТКА 80/9 ТКА 130/9 ТКА 250/9
Номинальная объемная про- изводительность, м3/мии 80 130 260
Регулируемый диапазон про- изводительности, м3/мин 58-80-86 95-130-140 170-260-276
Конечное абсолютное давле- ние, МПа (кгс/см7) 0,882/9,0 0,882/9,0 0,882/9,0
Потребляемая мощность в ре- гулируемом диапазоне, кВт 380-500-530 560-745-780 880-1430-1450
Изотермический кпд в рабо- чем диапазоне, не менее 0,66 0,67 0,68
Частота вращения роторов 16815 16 933 17 283
компрессора, мин-1 24 409 24 581 24 844
Габаритные размеры блока, м 2,3x2,4x1,8 3,1х2,6х2,0 2,5x3,92x2,3
Габаритные размеры агрега- та, включая двигатель, м 4Дх2,4х2,0 9,8х2,6х2,1 7,0x3,0x2,6
Масса (без двигателя), т 5,4 7,5 13,0
рехступенчатые (четыре колеса диагонального типа), ТКА
250/9 -трехступенчатый (см. аналогичные машины зарубежных
производителей на рис. 2.26 и 2.36 на вклейке).
В конструктивном исполнении центробежных компрессоров
общего назначения зарубежных производителей имеются лишь
небольшие отличия. Все компрессоры поставляются как моно-
блочная и полностью протестированная установка, которой тре-
буется только подключение для воздуха, охлаждающей воды и
электроэнергии. Моноблок занимает минимум площади и не
требует фундамента и дополнительной защиты от вибрации (см.
рис. 2.36). Система управления и защиты обеспечивает работу
компрессора без обслуживающего персонала.
Компания «Atlas Сорсо» в настоящее время поставляет центро-
бежные компрессоры модели ZH двухступенчатые производитель-
ностью 73-360 м3/мин на давление 0,45-0,56 МПа и трехступенча-
тые на давление 0,8-1,14 МПа. Стандартный модельный ряд ТА
(Turbo Air) центробежных компрессоров фирмы «Turbo cooper»
включает установки производительностью 15-315 м3/мин на дав-
ление 0,45-1,6 МПа. Фирма «А1ир» выпускает компрессоры произ-
водительностью 9,7-65,5 м3/мин на давление 0,4—0,9 МПа.
91
Глава 10. РАБОТА КОМПРЕССОРА НА СЕТЬ
10.1. РАБОТА КОМПРЕССОРА НА СЕТЬ
Сетью называется совокупность всех устройств (трубопрово-
дов, влагоотделителей, пускорегулирующей аппаратуры и пр.),
через которые проходит газ. Каждая сеть характеризуется опре-
деленной зависимостью между расходом газа через сеть Ус и дав-
лением в начале сети рс, которое необходимо иметь для транс-
портировки потока газа. Зависимость рс =/(Vc) называется ха-
рактеристикой сети. С достаточным приближением характерис-
тики газовых теплоизолированных (поток характеризуется изо-
термическим течением Тс = const по всей длине трубопровода)
сетей могут быть выражены уравнением
pc=^+kcVc2R-Tc,
где р] - давление в конце сети, МПа; R - газовая постоянная,
Дж/(кг-К);
кс — величина, пропорциональная коэффициенту сопротивле-
ния, зависящему от протяженности сети и местных сопротивлений.
Сеть с рс = const - характеристика прямая, параллельная оси
абсцисс (рис. 2.37, а, сети подачи воздуха в доменные печи, сети
химических производств и др.). Для газоперекачивающих магис-
тральных сетей характерна параболическая форма, проходящая
через начало координат (рис. 2.37, б). Для случая потребления
газа с постоянным давлением у потребителя (pi) и при наличии
сопротивлений в системе имеем комбинированную характерис-
тику компрессора рс =f(Vc) (рис. 2.37, в). Точка пересечения ха-
рактеристики сети называется рабочей точкой (рабочим режи-
мом) компрессорной установки.
Рис. 2.37. Характеристики сети:
а сеть срс = const; б — сеть с динамическим сопротивлением; в - сеть с противодавлением и динами-
ческим сопротивлением
92
Рис. 2.38. Совместные характеристики компрессора и сети:
а - поршневого компрессора р, и сети рс =A(V); б - центробежного компрессора. Т], =/j(V) -
зависимость общего кпд компрессора от производительности
Точка пересечения (т. 1 на рис. 2.38, с, б) определяет условия
материального и энергетического баланса системы (сети). Ком-
прессор, работающий на данную сеть, выбран правильно, если
рабочей точке соответствует максимальный или близкий к мак-
симальному кпд компрессора (т]к =ДУ) - рис. 2.38). Компрессор
любого типа имеет свою характеристику рк =f(V). Для поршне-
вого компрессора она изображена на рис. 2.38, а, для центробеж-
ного компрессора - на рис. 2.38, б.
Здесь следует отметить одну особенность в работе на сеть
объемных и динамических компрессоров. Производительность
поршневой или ротационной машины практически не изменяет-
ся в рабочем диапазоне давлений при любой характеристике се-
ти (см. рис. 2.38, с), в отличие от центробежной машины
(рис. 2.38, 6), где положение точки / (режим работы машины)
определяется характеристикой как сети, так и компрессора.
Персонал компрессорной станции зачастую не предполагает,
что в случае ошибки в расчете сети или изменении ее размеров,
введении дополнительных местных сопротивлений центробеж-
ный компрессор не будет работать на своем номинальном режи-
ме. Так, в случае пологой характеристики сети (р^-а) конечное
давление уменьшается, а производительность и потребляемая
машиной мощность увеличиваются. И, наоборот, в случае кру-
той характеристики сети (р\~-б) давление вырастает, а произво-
дительность уменьшается. В обоих случаях кпд будет меньше
номинального. Особенно неблагоприятна вторая ситуация, так
как уменьшение производительности компрессора надо каким-
то образом компенсировать. Однако для центробежных ком-
93
прессоров здесь возможно варьировать режим их работы за счет
изменения характеристики сети, так называемое изменение произ-
водительности компрессора «дросселированием на нагнетании».
10.2. РАБОЧЕЕ ДАВЛЕНИЕ В СЕТИ
Система автоматической стабилизации заданного давления в
сети должна обеспечить наиболее экономичное расходование
энергии как на сжатие воздуха, так и на его использование пнев-
моприемниками. Поэтому компрессор и обслуживаемую им сис-
тему «сеть-пневмопотребители» надо рассматривать совместно.
Только выбрав рабочее давление, при котором общие затраты
энергии на единицу продукции будут минимальны, можно обес-
печить экономичность обслуживаемого технологического про-
цесса в целом. Давление, которое должен производить компрес-
сор, определяется главным образом требуемым давлением
ппневмопотребителя, а также конструкцией системы сжатого
воздуха с ее трубами, клапанами, фильтрами и т. д. Технические
характеристики пневмоприемников регламентируют следующие
величины давления перед ними, МПа:
- для пневмоприводов различных машин и систем механиза-
ции, прессов и пр. — 0,63-0,75, реже 0,9;
— для пневмосистем автоматики - 0,4—0,63;
— для ручного пневмоинструмента — 0,4—0,63;
— для пескоструйных аппаратов — 0,4—0,5;
— для форсунок, краскораспылителей, обдувочных сопел,
барботажных перемешивателей растворов - 0,2-0,4.
При проектировании пневмосистемы разработчики указыва-
ют самое низкое допустимое давление, которое необходимо для
наиболее важной единицы из пневмоприемников. Для определе-
ния оптимальной величины рабочего давления необходимо
учесть его колебания в сети из-за одновременного подключения
большого числа пневмоприемников, продувок сетей от влаги и
других экстремальных случаев, определяющих максимальный
расход воздуха в сети. Связанные с этим гидравлические потери
возникают не только в магистральных и цеховых воздухопрово-
дах, но и в пускорегулирующей аппаратуре, системах обработки
сжатого воздуха и других элементах. Регулирование производи-
тельности компрессора также связано с колебанием давления,
что должно учитываться в расчетах. Общее падение давления
лучше систематизировать, как показано в табл. 2.5.
94
Таблица 2.5
Примерное распределение падения давления иосле компрессора
Участок Падение давления. МПа
Гидравлические потери в магистральном и цеховом трубопроводах 0,03-0,04
Система осушки рефрижераторная установка адсорбционная установка 0,02 0,04
Водомаслоотделитель 0,01
Концевой охладитель 0,02
Пускорегулирующая аппаратура 0,01-0,02
Диапазон регулирования компрессора 0,02-0,05
Общее падение давления в сети 0,11-0,18
Таблица 2.6
Потери давления и эквивалентной мощности компрессора в пневмосети
(расход 1,5 м3/мин, давление 0,7 МПа)
Внутренний диаметр трубы, мм Перепад давления на 100 м длины трубы, МПа Затраты эквивалентной мощности компрессором, кВт
50 0,065 3,4
65 0,022 1,2
80 0,004 0,2
100 0,002 0,1
В рационально спроектированных пневмосистемах общие
потери давления не превышают 15 % от величины рабочего дав-
ления. В подавляющем большинстве пневмосистем концевой ох-
ладитель, водомаслоотделитель и система осушки на компрес-
сорной станции отсутствуют, как и связанные с их эксплуатаци-
ей потери давления. Зато наверняка наблюдаются резкие коле-
бания давления из-за интенсивных периодических продувок це-
ховых магистралей, доводящих расход сжатого воздуха до не-
предсказуемо максимальных величин.
При расчете магистральных и цеховых воздухопроводов же-
лательно ошибиться в большую сторону, поскольку уменьшение
их диаметров может быть весьма серьезными в отношении энер-
гозатрат из-за избыточных скоростей потока (оптимально ско-
рость потока считается равной 5-6 м/с). В табл. 2.6 показаны по-
тери энергии для различных диаметров труб при расходе
1,5 м3/мин и давлении 0,7 МПа.
95
Таблица 2.7
Расход воздуха сопловыми насадками
Диаметр сопла, мм Расход воздуха. мэ/ч. при начальном давлении, МПа
о,3 0.4 0,5 0.6 0,7 0,8
6 589 78,6 98,2 117,9 137,5 157,2
8 104,8 139,7 174,6 209,6 244,5 279,4
10 163,7 218,3 272,9 327,5 382,1 436,6
12 235,8 314,4 393 471,6 550,2 628,8
Дополнительные расходы на эквивалентные затраты энер-
гии на трубопроводе диаметром 50 мм по сравнению с трубопро-
водом диаметром 100 мм при стоимости 0,9 руб/кВт-ч составят
26 000 руб/год на 100 м трубопровода.
Повышение давления позволяет уменьшить массу и габари-
ты пневмомеханизмов (пневмоцилиндров, пневмоинструмента и
др.) при неизменном развиваемом усилии, что иногда имеет ре-
шающее значение при их конструировании. Вместе с тем увели-
чение давления перед такими пневмоприемниками приводит к
росту их работоспособности или мощности на валу, причем в
большей мере, чем повышается расход воздуха. Но при констру-
ировании силовых пневмомеханизмов номинальное давление
обычно завышается для обеспечения чрезмерно высокой надеж-
ности по мощности на валу. Поэтому рабочее давление может
быть значительно ниже указанного производителем пневмопри-
водов и систем механизации, что и подтверждается практикой
эксплуатации пневмосетей.
Другое дело - пневмопотребители, использующие кинетиче-
скую энергию потока: пескоструйные аппараты, пневмонасосы,
обдувочные устройства и др., для которых повышение давления
означает значительный перерасход воздуха без заметного влия-
ния на их работоспособность или технологический процесс.
В табл. 2.7 показана зависимость между расходом сжатого
воздуха и его давлением для пневмоприемников, имеющих
сопловые насадки. Например, для пескоструйных аппаратов с
диаметром сопла 12 мм на номинальное давление 0,4 МПа
расход воздуха составляет 5,2 м3/мин, а для краскораспылите-
лей с диаметром сопла 6 мм достаточно давления 0,3 МПа с
расходом воздуха около 1,0 м3/мин. Перевод этих пневмопри-
емников на давление 0,63 МПа, необходимого для пневмомеха-
96
низмов, означает перерасход сжатого воздуха для пескоструй-
ных аппаратов на 60 %, а для краскораспылителей — почти в
2 раза, поэтому их работа на давлении 0,63 МПа экономичес-
ки неоправданна.
В подавляющем большинстве цехов и участков механичес-
ких, трубопрокатных заводов и предприятий горнометаллурги-
ческого профиля пневмомеханизмы и системы пневмоавтомати-
ки играют первостепенную роль в осуществлении технологичес-
кого процесса, а другие пневмоприемники (пескоструйные и об-
дувочные аппараты и др.) играют необходимую, но эпизодичес-
кую роль. В трубопрокатном производстве, например, обработ-
ка внутренних поверхностей труб песком или дробью с последу-
ющей покраской их наружных поверхностей производится нере-
гулярно, по 2-4 ч в смену.
На заводах строительных материалов, литейных участках
металлургических и других производств, напротив, главную
роль играют пневмоприемники, использующие кинетическую
энергию потока, - пневмонасосы, эжекторы и др., а пневмомеха-
низмы, в основном пневмоинструмент, потребляют значительно
меньше воздуха.
Однако все потребители сжатого воздуха получают питание
из общей сети, хотя для многих технологических процессов тре-
буются различные давления. При давлении свыше необходимо-
го (оптимального) происходит перерасход энергии, затраченной
на выработку сжатого воздуха.
Мощность, потребляемую электроприводом компрессора,
проще рассчитать через удельную изотермическую работу
Zm, Дж/кг, и массовую производительность т, кг/с:
~ ^О^из^Пиз'Пэ'Лпер» Вт»
где т]из, т]э, т]гер - изотермический кпд, кпд электропривода и пе-
редачи, соответственно.
Удельная изотермическая работа зависит от термических па-
раметров воздуха перед компрессором (давления р0 и температу-
ры То) и степени повышения давления е=pjpo,
или
L = Л7„1пе,
где рк — давление нагнетания, R — газовая постоянная воздуха.
97
Перерасход энергии при превышении рабочего давления рй
против оптимального рО]ГГ можно рассчитать по формуле
д/ = (Я. - ет/er = lne„/(ln£(,„r - 1). (2.26)
Рассмотрим пример: пусть р0 = 0,1 МПа, ропт = 0,6 МПа
(Еопт = 6,0) и два рабочих давления выше оптимального: р'„ = 0,7
МПа (е^ = 7,0) и р" = 0,75 МПа = 7,5). При расчетах по фор-
муле (2.26) получим АГ = 8,6 % и AZ" = 12,4 %, т. е. повышение
давления на 1 % дает перерасход энергии в среднем на 0,5 %. По-
добный вывод опубликован в сообщении «Tacis» [44], а по дан-
ным «Atlas Сорсо» [43], этот перерасход несколько ниже, 0,36 %.
Однако общий перерасход энергии компрессором практически
выше, если учесть, что потребление сжатого воздуха пневмоприем-
никами с увеличением рабочего давления также растет; к ним от-
носятся и утечки в сетях. Последнее нетрудно показать. Объемные
пневмоприемники (пневмоцилиндры, пневмомоторы) расходуют
неизменное по объему количество воздуха V = m-v = const, где т —
массовый расход воздуха, кг/с; v - его удельный объем, м3/кг. Поль-
зуясь соотношением = m2v2 (индексы 1 и 2 относятся к состоя-
нию воздуха до (pi) и после (р2) адиабатного повышения давления),
получим формулу относительного увеличения расхода воздуха:
Z Х1Д z xV*
«0=('«2-'”1)М= —-1= — -1= — “I (227)
V2 \ Р\ ) V Рот )
Массовый расход струйными пневмоприемниками (пневмо-
насосы, обдувочные сопла, утечки и др.) определяются по фор-
муле критического истечения:
т1 = 0,686F = 0,686F-J р2/^2,
где F - эффективное сечение сопла или отверстия.
Относительное увеличение расхода воздуха в этом случае будет
z х(*+1)/2Л z х(*+1)/2А
ас = “I “ ] -1 = 1-^-] ”1* (2.28)
\Pi J \ Рот )
Продолжим пример: относительное увеличение расхода объ-
емными пневмоприемниками при переходе с давления р^ =
= 0,6 МПа на 0,7 и 0,75 МПа увеличивается соответственно на
98
11,6 и 17,2 % (формула 2.27) и струйными пневмоприемниками
на 14,1 и 21 % (формула 2.28). Полагая далее, что количество
объемных и струйных пневмоприемников в сети одинаково, по-
лучим среднее увеличение подачи компрессора и перерасход
энергии на 12,85 и 19,1 %, что в 1,5 раза выше перерасхода энер-
гии компрессором по удельной работе. Об этом различные руко-
водства для энергоменеджеров почему-то умалчивают.
Одним из путей снижения расхода энергии, в том числе уте-
чек, является разделение питающих воздухопроводов. Использо-
вание магистральной сети высокого и низкого давлений для со-
ответствующих потребителей дает определенный экономичес-
кий эффект при соблюдении важных апробированных на прак-
тике условий.
Условие первое: потоки, отличающиеся по оптимальному
рабочему давлению менее чем на 0,1 МПа, можно объединить в
одну магистраль.
Условие второе: если часть потока с более низким давлени-
ем составляет менее 15 % от общего расхода сжатого воздуха бо-
лее высокого давления, то ее можно объединить с потоком бо-
лее высокого давления.
Условие третье: группу сосредоточенных потребителей (цех,
крупный участок) с резкопеременным расходом сжатого воздуха
во времени (работа в одну смену и пр.), превышающим 20-30 %
от общего расхода, лучше перевести на автономное воздухо-
снабжение.
Неэффективная система регулирования производительности
отечественных компрессоров, например УКАС у компрессоров
К-250 и К-500, не справляется с такими режимами разгрузки и
сжатый воздух зачастую сбрасывается в атмосферу. В отдель-
ных случаях целесообразно дросселировать воздух для потреби-
телей низкого давления, лучше всего регулятором давления пря-
мого действия. Давление воздуха после регуляторов поддержи-
вается постоянным независимо от расхода сжатого воздуха, что
позволяет снизить его выработку компрессором.
Целесообразно также иметь на компрессорной станции ста-
тистический график рационального режима возможного сниже-
ния производительности и рабочего давления от их максималь-
ных значений во времени. Соблюдение такого графика при
плавном или дискретном регулировании обеспечивает значи-
тельную экономию энергии.
99
10.3. ВЛИЯНИЕ РАБОЧЕГО ДАВЛЕНИЯ НА ХАРАКТЕРИСТИКИ
КОМПРЕССОРА
Рабочее давление сжатого воздуха определяет энергозатра-
ты компрессора, связанные с изменением его удельной работы и
производительности.
Ранее показано, что повышение рабочего давления в сети на
1 % вызывает перерасход энергии только по удельной работе на
0,5 %. Однако процессы сжатия газа в разных компрессорах су-
щественно различаются и сделанный выше вывод требует по-
дробного обоснования.
Ограничимся далее анализом работы одно-двухступенчатых
компрессоров объемного принципа сжатия (поршневых и винто-
вых) и трехступенчатых центробежных компрессоров как наи-
более распространенных на российских предприятиях.
Качественно характеристики е = (рк/рн) = NK =
Лиз= /Ж) при постоянном числе оборотов у компрессоров объ-
емного типа аналогичны- Зависимость отношения давлений от
производительности, е =/i(Vo), определяется изменением коэф-
фициента подачи за счет объемных потерь на всасывании.
Производительность поршневого компрессора зависит от ко-
эффициента подачи первой ступени, а влияние давления на на-
гнетании рн сказывается в основном на объемном коэффициен-
те Хг), определяемом по формуле (2.14):
X„=l-fl(E’/n-l),
где а — относительный объем мертвого пространства цилиндра
первой ступени; у крупных и средних компрессоров а -
- 0,06-0,12; п = 1,2-1,25 - показатель политропы расширения
газа из мертвого пространства; е3 — степень повышения давле-
ния в первой ступени.
Поршневой компрессор может работать на любое давление
в сети, вплоть до своего номинального. С изменением конечного
давления е, также меняется вследствие автоматического пере-
распределения давлений по ступеням по закону Ej = Ve, где z -
число ступеней компрессора. В частности, у двухступенчатых
поршневых компрессоров с номинальным давлением нагнетания
Рном ~ 0,9 МПа величина е = 9,0 и Ej = 3,0.
Отклонение рабочего давления в пределах 0,1-0,15 МПа на
подачу компрессора сказываются незначительно. Если, напри-
100
мер, принять рк = 0,6 МПа (е = 6,0 и е( = 2,45 ), п = 1,2; а = 0,1;
то Ху = 0,89. Далее вследствие повышения давления на 0,1 МПа
получаем е^ = 7,0 ; е[ = 2,65 и /.' = 0,881; при повышении давле-
ния на 0,15 МПа е^' = 7,5 ; е" = 2,74 и X" - 0,869. В первом случае
подача компрессора уменьшилась на 1 %, а во втором - на 2,3%.
Продолжим анализ энергозатрат поршневого компрессора
по удельной изотермической работе, как это сделано выше. При
снижении давления на нагнетании, например, от номинального
относительное уменьшение потребляемой мощности можно
оценить по формуле
’ 1пг„ Т1„
(2.29)
Зависимость изотермического индикаторного кпд от конеч-
ного давления для различного числа ступеней можно определить
по рис. 2.8.
Рассчитаем относительное снижение потребляемой мощнос-
ти компрессором при переходе его на рабочее давление в сети
р„ = 0,6 МПа вместо номинального р^ - 0,9 МПа, полагая по-
прежнему п = 1,2 и а = 0,1. По формуле (2.14) получаем X” = 0,84.
по рис. 2.8 - т]", = 0,72; Т]'3 = 0,714 и по формуле (2.29)
A/VK=1
0,89 In 6 0,72
0,84 1п9 0,714
Таким образом, снижение (повышение) рабочего давления у
поршневого компрессора на 1 % сопровождается соответствую-
щим изменением потребляемой мощности на 0,38 %.
Следует еще раз подчеркнуть важное обстоятельство для прак-
тики, что при снижении рабочего давления не только уменьшает-
ся потребляемая компрессором мощность, но и растет его произ-
водительность (в рассмотренном выше примере на 5,5 %).
В винтовом компрессоре, в отличие от поршневого, внутрен-
нее давление конца сжатия остается постоянным. При постоян-
ной степени повышения давления в цилиндре (нерегулируемый
режим) объемные потери производительности (перетечки газа
через зазоры, концевые уплотнения, влияние мертвого объема и
др.) остаются постоянными.
Несовпадение внутреннего давления конца сжатия рк с рабо-
чим давлением в нагнетательном патрубке (сети) р„ вызывает
термодинамические потери, обусловленные ударными явления-
101
ми при выпуске газа. Возможны следующие режимы работы
винтового компрессора на сеть (см. рис. 2.14).
Удельная работа в основном режиме (рк = рн) определяется,
например, при изотермическом сжатии идеального газа по урав-
нению
Z„3 = RTJntpJpi) = A"Z|lne„, (2.30)
где — температура воздуха на входе в компрессор, К; R - газо-
вая постоянная воздуха, Дж/(кг-К); рх — давление воздуха на вхо-
де в компрессор, Па.
Удельная работа в других режимах (рк рн) будет больше на
величину внекомпрессорного расширения (рн > рк) или сжатия
воздуха (рн < рк). Считая оба процесса изохорными 2-а (расшире-
ние) и 2-в (сжатие), определим дополнительные затраты энергии
по формуле
Д/^, = lv2dp = и2(р,-р„) = п>Др"6 И (2.31)
Д/2в = v2(p„ -pj = v2&p;af,
Полагая в общем случае А>р'зб = А//И'1б = А/? и определяя v2 по
уравнению изотермического сжатия через начальные парамет-
ры р2г?2 = Р1г;]» получаем из уравнений (2.31)
Д/ = l<T\bplpv, где р2 = р„. (2.32)
Таким образом, удельная изотермическая работа для не-
основных режимов равна
/'3 = /„3 + Д1 = ЯТ1(1пЕ11 + Ар/ря). (2.33)
а перерасход энергии
ДЭ=<”-<"= . (2.34)
(ю Рк 1г1Е„
Как правило, винтовой компрессор выбирается на режимы с
некоторым избыточным давлением рк > рн. Более точный под-
бор компрессора (рк —> рн) обеспечивает наличие компрессоров
различных модификаций как по производительности, так и по
давлению. Например, лидер в технологии производства сжатого
воздуха «Atlas Сорсо» предлагает компрессоры с максимальным
давлением 0,35; 0,45; 0,5; 0,85; 0,95; 1,1; 1,4 МПа.
102
Отечественные винтовые компрессоры имеют более узкий
диапазон рабочих параметров. Например, ОАО «Пензкомпрес-
сормаш» выпускает компрессоры производительностью 20 и
40 м3/мин на давление 0,85 и 0,9 МПа, т. е. практически на одно
давление, а Челябинский компрессорный завод (ЧКЗ), в этом же
диапазоне производительностей — на давление 0,7 и 0,9 МПа.
Если принять, как это сделано выше, рк = 0,6 МПа; ~ 6,0 и
Др = 0,1 МПа, то перерасход энергии компрессором, рассчитан-
ный по формуле (2.34), составит 9,3 %. Отсюда изменение рабо-
чего давления в сети на 1 % вызывает соответствующее измене-
ние потребляемой энергии на 0,56 %, что выше, чем у поршнево-
го компрессора, в 1,5 раза. Таким образом, выбор винтового
компрессора на заданные условия работы требует тщательного
анализа. Заметим, что при регулировании винтового компрессо-
ра перекрытием дроссельного клапана, расположенного на вса-
сывании, внутренняя степень повышения давления и удельная
работа сжатия растут. Термодинамические потери, обусловлен-
ные несовпадением рк и рк, при этом остаются прежними, но
вследствие уменьшения массового расхода затрачиваемая мощ-
ность падает. Такой способ эффективен в диапазоне регулирова-
ния производительности 100-70 %. При более глубоком регули-
ровании потери мощности значительны; например, при нулевой
производительности компрессор потребляет 65-70 % от номи-
нальной мощности. В таких случаях компрессор переводят на
холостой ход полным перекрытием всасывающего патрубка с
перепуском газа со стороны нагнетания на всасывание.
Характеристики центробежного компрессора Е, NK, т]из Уо)
связаны между собой. Заметное влияние на характеристику
р(Е) =ЛЕ0) оказывают температура поступающего в компрессор
воздуха и условия охлаждения в промежуточных холодильниках
(их состояние и температура охлаждающей воды). На рис. 2.35
приведена характеристика р =Д Уо) центробежного компрессора
К-250-61-1, полученная при испытаниях. Постоянная температу-
ра охлаждающей воды +10 °C соблюдалась для режимов, когда
температура атмосферного воздуха была в пределах -30 °C до
+10 °C. В двух оставшихся режимах (30 °C и 20 °C) температура
воды поддерживалась на 5 град выше. Так что влияние условий
охлаждения на характеристики можно практически исключить.
Следует отметить, что при сравнении опытных данных с пас-
портными действительная производительность компрессора ока-
залась на 12 % меньше. Подобные результаты (снижение произ-
103
Рис. 2.39. Зависимость удельного расхода электроэнергии яе от производитель-
ности V компрессора К-250-61-1 при различном давлении нагнетания р„ и тем-
пературе на входе 10
водительности на 10-12 %) получались при испытании других мо-
дификаций компрессора К-250 группой наладчиков «Уралэнерго-
чермета» и «Уралзнергоцветмета» г. Екатеринбурга.
У центробежных компрессоров уменьшение давления на на-
гнетании сопровождается увеличением производительности: для
компрессора К-250 снижение давления на 0,1 МПа увеличивает
производительность в среднем на 4 %. У более крупных машин
этой серии данный процент выше благодаря более пологой ха-
рактеристике р„ =ДУ0)- Но если у поршневых компрессоров это
повышение происходит за счет увеличения объемного коэффи-
циента Хр, то у центробежных машин - за счет перестройки га-
зодинамики по ступеням сжатия.
Зависимость между давлением на нагнетании и потребляемой
мощностью аналитически определить довольно сложно, поэтому
воспользуемся данными испытаний. На рис. 2.39 показана важная
для эксплуатации зависимость удельного расхода электроэнергии
пе = ДУо) при различном давлении нагнетания рк и температурах
воздуха на входе При повышении давления на 0,1 МПа удель-
ный расход электроэнергии компрессором возрастал на 4,5 % при
низких температурах и на 6,5 % при t$= 20...30 °C. В среднем
104
можно считать, что изменение давления на 1 % сопровождается из-
менением потребляемой энергии на 3,2 %, что ниже аналогичных
показателей машин объемного принципа сжатия.
Анализ энергозатрат компрессорами при колебаниях давления
на нагнетании проведен для основного нерегулируемого режима
работы. Точность поддержания рабочего давления в сети опреде-
ляется системой регулирования производительности компрессора
и, как правило, сопровождается повышением энергозатрат.
Глава 11. РЕГУЛИРОВАНИЕ ДАВЛЕНИЯ
СЖАТОГО ВОЗДУХА
В подавляющем большинстве пневмосистем общепромыш-
ленного назначения необходимо поддерживать рабочее давление
на определенном уровне, в более редких случаях потребителю
сжатого воздуха необходим постоянный расход. В соответствии с
такими требованиями компрессоры (компрессорные станции)
снабжаются автоматическим регулированием «на постоянное дав-
ление» или «на постоянный расход», а иногда и обоими видами.
Регулирование на постоянное давление при переменном рас-
ходе сжатого воздуха в сети можно осуществить путем выбора
количества работающих компрессоров zit изменения их произво-
дительности Vki или времени их работы т,- (z - число машин оди-
наковой производительности):
VnoiP<VK.c = Xz,V^, (2.35)
где Укл - общая производительность компрессорной станции.
Отсюда имеются две основные группы регулирующих систем:
1. Изменение подачи компрессоров путем их нагрузки/раз-
грузки, т. е. воздействие на z, или на т,;
2. Непрерывное или дискретное изменение производитель-
ности компрессора Уь-, осуществляемое различными способами
(табл. 2.8).
Систему регулирования нужно выбирать очень тщательно,
ибо от нее зависит эффективность производства сжатого возду-
ха, а это важнее различий между типами компрессоров и их про-
изводителями.
Рассмотрим кратко перечисленные способы изменения про-
изводительности.
Первая группа регулирующих систем реализуется периоди-
105
Таблица 2.8
Наиболее применяемые способы изменения производительности
воздушных компрессоров
Способ регулирования Тип компрессора
поршневой центро- бежный винтовой
Изменение частоты вращения вала (плавное или ступенчатое) + + +
Дросселирование потока на всасывании + + +
Перекрытие всасывающего патрубка с одновре- менным выпуском газа в атмосферу - + +
Закрутка потока перед рабочим колесом при по- мощи направляющего аппарата - + -
Изменение рабочего объема цилиндра - — +
Перепуск воздуха из цилиндров во всасывающие полости + — —
ческими остановками компрессора (режим пуск/остановка) и пе-
риодическим переводом компрессора на холостой ход.
Периодический пуск и остановка компрессора осуществля-
ются двумя способами: остановками двигателя и отсоединением
компрессора от двигателя.
Регулирование путем периодических остановок двигателя при-
меняют для компрессоров мощностью до 250 кВт, но только при
асинхронном электродвигателе. Основное преимущество способа
регулирования пуск/остановка заключается в том, что с прекраще-
нием подачи компрессора прекращается расход энергии. Запуск и
остановка электропривода осуществляются двухпозиционным ре-
гулятором - современным аналоговым преобразователем давле-
ния с быстродействующей электронной системой управления.
Наряду с простотой управления для этого способа характер-
но резкое изменение параметров тока в сети и ограничение на
частоту включений по условиям нагрева и прочности изоляции
электропривода. Частота включений электропривода зависит:
от емкости в сети, главным образом от емкости ресивера; от ус-
тановленного диапазона регулируемого давления и от режима
расхода воздуха из сети. Она оказывается наибольшей тогда,
когда расход воздуха из сети составляет половину производи-
тельности компрессора. Время цикла при повторно-кратковре-
менном режиме для асинхронных электродвигателей мощнос-
тью до 250 кВт не должно превышать 10 мин (6 включений в
106
Рис. 2.40. Фрагмент узла регулирования произ-
водительности винтового компрессора компа-
нии «Atlas Сорсо»
час). На это время рассчитывается
тепловой режим двигателя при его
конструировании. Небольшие асин-
хронные электродвигатели с коротко-
замкнутым ротором мощностью до
100 кВт иногда запускают по схеме
звезда/треугольник, при этом пуско-
вой ток снижается в 4 раза от макси-
мального тока. Частота включений
при этом запуске не превышает 30 в
час. Электродвигатели с фазным ро-
тором включают с помощью пускового реостата с максималь-
ной частотой включений 15 в час.
При прямом пуске компрессоров мощностью более 250 кВт с
синхронными электродвигателями, помимо высоких пусковых
токов, наблюдается интенсивный износ подшипников и зубчато-
го зацепления редуктора. Поэтому заводы-изготовители ограни-
чивают число пусков не более 60 в год и рекомендуют после
каждых 5 пусков проверять состояние подшипников.
Периодический перевод компрессора на холостой ход и но-
минальную нагрузку широко применяется в настоящее время
для регулирования рабочего давления компрессоров объемного
принципа сжатия. На рис. 2.40 показана система регулирования
нагрузка-разгрузка-остановка винтового компрессора компа-
нии «Atlas Сорсо». Установленный на впускном патрубке отсеч-
ной клапан имеет две позиции: либо полностью открытое поло-
жение (компрессор нагружен), либо полностью закрытое поло-
жение (компрессор разгружен) - без промежуточного положе-
ния. При закрытии отсечного клапана давление во всасывающей
и нагнетательной полостях начинает снижаться, так как степень
повышения в винтовом компрессоре остается постоянной, и об-
ратный клапан на нагнетательном патрубке закрывается. Ком-
прессор продолжает работать на холостом ходу практически с
той же степенью повышения давления, что и при номинальной
нагрузке- Это позволяет вновь нагрузить компрессор без повы-
шенных бросков тока в электродвигателе. Продолжительность
периода холостого хода ограничивается таймером, установлен-
ным на заданное время. По истечении этого времени компрессор
107
Рис. 2.41. Схема изменения производительности компрессора способом дроссе-
лирования потока на входе и сброса давления:
1 — дроссельный и запорный клапан; 2 - компрессор; 3 - обратный клапан; 4 — отсечной клапан;
5 - выпускной клапан
останавливается и не запускается, пока давление не упадет до
минимального значения.
Общим для объемных и центробежных компрессоров является
способ регулирования давления перекрытием всасывающего пат-
рубка с одновременным сбросом воздуха в атмосферу (рис. 2.41).
У центробежных компрессоров этому, как правило, предшествует
изменение производительности дросселированием потока на вса-
сывании или закруткой потока направляющим аппаратом перед
рабочим колесом После разгрузки компрессора до 60 % от номи-
нальной производительности тем или иным способом впускной
воздухопровод перекрывается с одновременным открытием выпу-
скного клапана. Небольшой поток воздуха, проходящий через спе-
циальное отверстие в дроссельной заслонке или направляющем
аппарате, вентилирует проточную полость компрессора и затем
стравливается в атмосферу. Важно, чтобы сброс давления совер-
шался быстро, и транзитный
объем был небольшой во избе-
жание излишних энергопотерь
от работы под нагрузкой к раз-
грузке. Проточная часть ком-
прессора работает под разреже-
нием и при низком противодавле-
нии (рис. 2.42), а потребление
энергии не превышает 20-30 %
Рис. 2.42. Идеализированная индика-
торная диаграмма компрессора:
па. 12341 - номинальный режим работы; пл. 6а5вб -
при режиме холостого хода без противодавления
(выпуск в атмосферу с давлением р^}
108
от номинальной мощности (заштрихованная площадь на индика-
торной диаграмме).
Такой системой регулирования оборудуются все зарубежные
компрессоры общего назначения. У винтовых компрессоров
впускной клапан выполняет роль дроссельной заслонки с пре-
дельным положением на полное перекрытие потока. У центро-
бежных компрессоров такой режим регулирования (режим
«Auto Dual») выполняют различные исполнительные органы.
Разгрузка компрессора осуществляется изменением угла накло-
на лопаток направляющего аппарата перед первой ступенью
(первым колесом), и только после снижения производительнос-
ти до 60-70 % от номинальной впускной трубопровод на входе
перекрывается с одновременным сбросом небольшого транзит-
ного потока через выпускной клапан (см. рис. 2.41).
Турбокомпрессоры ТКА ОАО «Дальэнерго» оснащены по-
добной системой регулирования, но большая часть выпущенных
компрессоров К-250 и К-500 имеет недееспособную систему ав-
томатического регулирования УКАС, основанную на дроссели-
ровании потока заслонкой на входе.
При создании холодильного винтового маслозаполненного
компрессора разработан высокоэкономичный золотниковый
способ регулирования {способ изменения рабочего объема ци-
линдра). Суть его состоит в отключении части объема полостей,
участвующих в процессе сжатия, при помощи золотникового ус-
тройства. Золотник, перемещаясь вдоль оси вращения ротора,
изменяет его рабочую длину и объем парной полости, и тем са-
мым изменяет производительность компрессора. Золотниковый
способ изменения производительности внедрен на воздушных
винтовых маслозаполненных компрессорах большой производи-
тельности (12-52 м3/мин) Казанского компрессорного завода.
Изменение частоты вращения вала компрессора определя-
ется его двигателем. Большинство компрессоров имеет в качест-
ве привода асинхронные и синхронные электродвигатели. Со-
временный уровень развития силовой электроники, микропро-
цессорных систем управления и контроля позволил создать пре-
образователи частоты, которые обеспечивают регулирование
скорости электродвигателей. В качестве примера можно на-
звать преобразователи с широтно-импульсной модуляцией
(ШИМ), которые объединяют схемы управления напряжением и
частотой в одной выходной секции. Выходное напряжение все-
гда имеет постоянную амплитуду и при помощи прерывания или
109
широтно-импульсной модуляции выполняется управление сред-
ним значением напряжения и скоростью электродвигателя.
Мощность преобразователей - до 900 кВт. Зарубежные фирмы
широко применяю!’ частотный регулируемый электропривод
для компрессоров мощностью до 900 кВт. В частности, компа-
ния «Atlas Сорсо» снабжает серию винтовых установок GA VSD
производительностью до 60 м3/мин на рабочее давление
0,5-1,4 МПа частотным регулируемым электроприводом мощ-
ностью до 315 кВт. Компания выпускает также безмасляные
винтовые компрессоры с частотным регулированием мощнос-
тью до 900 кВт на рабочее давление 0,4-1,1 МПа и производи-
тельностью до 148 м3/мин.
При плавном изменении скорости вращения вала поршневых и
винтовых компрессоров прямо пропорционально ей изменяется их
производительность. Мощность на валу снижается даже более чем
пропорционально, так как сокращается работа механического
трения, уменьшаются скорости газа и потери давления в межсту-
пенчатых коммуникациях, и происходит более интенсивное охлаж-
дение газа в цилиндрах и в промохладителях, вызванное удлинени-
ем периода цикла. Снижение производительности не вызывает пе-
рераспределения отношения давлений между ступенями, что поз-
воляет изменять производительность в широких пределах.
Если привод центробежного компрессора допускает изменение
числа оборотов, то его характеристики видоизменяются. Для чис-
ленной оценки влияния частоты вращения вала на характеристики
можно использовать следующие приближенные соотношения:
Урет — ^О^ном’ lg£pcT ^рег ~ ^W^O^hom’
где У, е и N — соответственно производительность, степень повы-
шения давления и мощность компрессора; nQ= лБсг/лоон - относи-
тельное изменение частоты вращения вала; кЕ и kN - поправоч-
ные коэффициенты; индексы «ном» и «рег» указывают на номи-
нальный и регулируемый режим работы.
Указанные соотношения позволяют построить семейство
кривых е =/i(V) и /V =f2(V) для разной частоты вращения вала, ес-
ли известны исходная, обычно номинальная характеристика от
завода-производителя. Оба поправочных коэффициента кЕ и kN
меньше единицы, так как при изменении частоты вращения ва-
ла нарушаются условия сохранения подобия треугольников ско-
ростей во всех ступенях компрессора, условия охлаждения газа в
промохладителях и т. д. Эти коэффициенты определяются либо
ПО
Рис. 2.43. Перепускные клапаны компрессора для воздуха:
а - клапан цилиндра I ступени; б- клапан цилиндра II ступени
по приближенным методикам, либо характеристики получают
путем испытаний.
Перепуск воздуха из рабочих полостей цилиндра во всасыва-
ющие полости через особые перепускные клапаны применяется
для ступенчатого регулирования в поршневых компрессорах с
цилиндрами двойного действия. Многоступенчатое автоматиче-
ское регулирование такого вида применено в двухступенчатом
оппозитном компрессоре 4ВМ10-100/8. Конструкции перепуск-
ных клапанов обеих ступеней этого компрессора показаны на
рис. 2.43. Клапаны закрываются давлением воздуха на диафраг-
му и открываются силой пружины, которую выбирают из расче-
та, чтобы поток всасываемого газа, действуя на тыльную сторо-
ну клапана, не мог его увлечь.
Проходное сечение пропускных клапанов выбирается доста-
точным, чтобы потери индикаторной работы были не более
8-10 % индикаторной работы полости при нормальной нагрузке.
Регулирование компрессора выполнено четырехступенча-
тым со снижением производительности через 25 % до нуля. Пер-
вые три ступени регулирования осуществляют попарным вы-
ключением рабочих полостей цилиндров первой и второй ступе-
111
От компрессора
Рис. 2.44. Схема регулирования производительности оппозитного компрессора:
1-3 - перепускные клапаны; Г-3' - электромагнитные клапаны управления; 4 — ресивер; 5 —
выпускной клапан сброса в атмосферу; б - блок регулирования
ней (рис. 2.44). Для этого открывают перепускные клапаны (см.
рис. 2.43), соединяющие рабочие полости со всасывающим кана-
лом цилиндра. Для полной разгрузки компрессора - перевода на
холостой ход (четвертая ступень регулирования) - открывают
вентиль, сообщающий нагнетательную линию с атмосферой.
Выключение рабочих полостей противолежащих друг другу ци-
линдров первой и второй ступеней компрессора производится
одновременно со стороны вала и со стороны крышки.
Автоматическое регулирование электропневматическое,
осуществляемое посредством контактного манометра и транзис-
торного блока. Кроме регулирования автоматически произво-
дится программный пуск и остановка компрессора, контроль ос-
новных параметров, а также защита и блокировка, которые про-
изводят аварийную остановку компрессора.
112
Глава 12. СРАВНЕНИЕ ЭКОНОМИЧНОСТИ
СОВРЕМЕННЫХ СПОСОБОВ ИЗМЕНЕНИЯ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ВОЗДУШНЫХ
КОМПРЕССОРОВ
Потери энергии при различных способах изменения произво-
дительности воздушных компрессоров формируются по-разно-
му. Сравнительный анализ экономичности способов изменения
производительности произведем по относительному изменению
удельного расхода электроэнергии на режимах регулирования
= njn€ от степени разгрузки о = У'/Ук, гДе К - номинальная
производительность компрессора; пе—удельный расход электро-
энергии на выработку 1 м3 воздуха при нормальных условиях
(чаще всего на 1000 м*), пе = Э/Ук кВт-ч/м3.
Здесь и далее параметры со штрихом (V', п' и др.) относятся
к регулируемому режиму работы компрессора.
12.1. ПЛАВНОЕ ИЗМЕНЕНИЕ ЧАСГОТЫ ВРАЩЕНИЯ
ВАЛА, л0 = Var
При плавном изменении скорости двигателя, приводящего в
движение компрессор, его производительность изменяется пря-
мо пропорционально скорости:
У;=Ук(«оЧ) = ^кйо. (2.36)
Мощность на валу компрессора любого типа складывается
из внутренней (индикаторной) мощности /V, и мощности потерь
на трение Nr.
Индикаторная мощность N' при новой частоте вращения оп-
ределяется уравнением
= /V,(hX)₽ = (237)
где р — коэффициент, учитывающий уменьшение индикаторной
работы (площади индикаторной диаграммы), благодаря сниже-
нию скорости движения газа в проточной области компрессора и
в межступенчатых коммуникациях (расход уменьшается) и соот-
ветственно потерь давления.
Можно полагать, что потери мощности на механическое тре-
ние (без учета вспомогательных механизмов) также пропорцио-
нальны относительному изменению частоты вращения вала:
/V/ = noNT.
113
Рис. 2.45. Газодинамические характеристики компрессора К-3250-42-1 с приво-
дом от паровой турбины
Учитывая изложенное, относительный удельный расход эле-
ктроэнергии на режимах регулирования
где Т|м„ = Nj/(Ni + AQ - механический кпд компрессора; Т|э =
= 'Пэ/Лэ - относительное изменение кпд электродвигателя при
снижении мощности.
На рис. 2.45 показана действительная характеристика центро-
бежного компрессора К 3250-42-1, приводом которого служит па-
ровая турбина. Если принять значение регулируемого давления
рк = 0,4 МПа, то производительность компрессора будет умень-
шаться по линии a-b-c-d при снижении числа оборотов от 3300 до
3000 об/мин. Для характерных точек (а, Ь, с и d) имеем следующие
значения параметров работы компрессора (табл. 2.9). Относи-
тельный расход энергии на выработку сжатого воздуха компрес-
сором при его разгрузке до ~ 60 % снижается на ~ 3 %.
Таблица 2.9
Изменение параметров работы компрессора К 3250-42-1 при снижении
частоты вращения (рж = 0,4 МПа)
Точка П& об/мин V„ м’/мин Nb кВт л„ кВт/(м3/мин) ч.
а 3300 2700 8900 3,296 1,0
Ь 3200 2480 8100 3,266 0,99
с 3100 2200 7100 3,227 0,979
d 3000 1590 5100 3,207 0,972
114
Рис. 2.46. Зависимость относительного
удельного расхода энергии пе от степени
разгрузки о при:
/ — плавном изменении частоты вращения вала; 2 - пус-
ке/остановке электропривода; 3 - поворотным направ-
ляющим аппаратом; 4 — нагрузке/разгрузке; 5 - дроссе-
лировании на всасывании; 6 - перепуском воздуха из
полостей цилиндров во всасывающие полости
Удельная мощность на валу
компрессора несколько уменьшает-
ся при р < 1,0, но это снижение ком-
пенсируется небольшим повышени-
ем лэпри частотном изменении ско-
рости электродвигателя. Таким об-
разом, в широком диапазоне изменения производительности
компрессора Т|3 ~ 1,0 (рис. 2.46).
12.2. ПЕРИОДИЧЕСКИЙ ПУСК И ОСТАНОВКА КОМПРЕССОРА
При работе в режиме периодических пусков и остановок
практически теряется только энергия, затрачиваемая на разгон
механизма компрессора и ротора электродвигателя из положе-
ния покоя до номинальной скорости в начале каждого цикла.
В пусковом режиме разгон компрессора до номинальной часто-
ты вращения чаще всего протекает с одновременным повыше-
нием давления в нагнетательном трубопроводе, т. е. осуществля-
ется пуск с противодавлением. После выхода на номинальную
частоту вращения за время пуска тп компрессор работает неко-
торое время тн, пока давление не достигнет установленного мак-
симума. Далее срабатывает реле давления, и компрессор оста-
навливается. После падения давления до минимального значения
компрессор вновь вклю-
чается, и цикл повторяет-
ся (рис. 2.47). В течение
каждого цикла работы
компрессором потребля-
ется энергия
Рис. 2.47. Автоколебательный
процесс при двухпозицнонном
регулировании астатического
объекта без зоны нечувстви-
тельности
115
э = N„-t. + N„ t„, кВт ч,
(2.39)
где N„, N„ — мощность, потребляемая компрессором, соответствен-
но в номинальном (рабочем) и пусковом периодах времени тн и тп.
В период включения в сеть подается V* = сжатого воз-
духа, и удельный расход электроэнергии составит
= Э/V; = (/VH-TH + /Vn-Tn)/(VK-TBKJI),
а относительное изменение удельного расхода электроэнергии
будет равно
= ^п’^пУ^н’^вкл — 1 + (^п — О^п/^вкл»
где к^ = NnlNH — коэффициент кратности пусковой мощности, ко-
торый можно приближенно считать равным половине коэффи-
циента кратности пускового тока по паспортным данным элект-
родвигателя, к^ = 0,5 к,.
Время тп, за которое электродвигатель после включения разо-
вьет номинальную скорость, различно для разных условий пуска
и типов электродвигателей и может быть оценено расчетным пу-
тем. При автоматизации действующего компрессора время пуско-
вого периода можно определить опытным путем при фактичес-
кой нагрузке компрессора. Практически это время не превышает
10-15 с. Как указывалось ранее, максимальное число пусков для
асинхронных электродвигателей с короткозамкнутым ротором,
работающих в повторно-кратковременном режиме, ограничива-
ется временем цикла 10 мин, т. е. 6 пусков в час. Полагая наибо-
лее неблагоприятный режим работы компрессора, когда расход
воздуха составляет половину производительности компрессора
(степень разгрузки а = 0,5), и т8КЛ - тц/2, получим ~ 300 с. Тог-
да для о = 0,5 и принятого коэффициента кратности пускового
тока к, = 6,0 и времени пуска тп = 15 с имеем пе = 1,1.
Таким образом, регулирование производительности ком-
прессора способом пуск/остановка достаточно экономично
(см. рис. 2.46), особенно при нечастых остановках электродвига-
теля, когда расход энергии на запуск невелик.
12.3. ПЕРИОДИЧЕСКИЙ ПЕРЕВОД КОМПРЕССОРА
НА ХОЛОСТОЙ ХОД И НОМИНАЛЬНУЮ НАГРУЗКУ
При работе в режиме периодического перевода компрессо-
ра на холостой ход и затем на номинальную нагрузку теряется
116
энергия, затрачиваемая на работу компрессора на холостом
ходу.
В течение каждого цикла работы компрессором потребляет-
ся энергия:
э = N„-t„ + W„ T„, кВт-ч. (2.40)
где Nn, N^j. - мощность, потребляемая компрессором соответст-
венно в номинальном режиме и на холостом ходу; тн, Тхх - время
работы компрессора на номинальной нагрузке и на холостом хо-
ду соответственно.
В номинальном режиме в сеть подается V' = Ук-тн сжатого
воздуха и относительный расход электроэнергии составит
пе= 1 + МЛл. (2.41)
где A^x - коэффициент кратности мощности холостого хода, £хх =
= ЧЖ-
Анализ систем двухпозиционнго регулирования для астати-
ческого объекта, к которому можно отнести пневмосистемы,
показывает, что отношение времени включения полного прито-
ка. тн ко времени его отключения Тхх определяется соотношени-
ем ти/тн = (1 — о)/о. С учетом этого
пе = 1 + А^х(1 - о)/о. (2.42)
Современные винтовые компрессоры переводятся на холос-
той ход путем отключения линии всасывания специальным кла-
паном с небольшим отверстием для пропуска воздуха, необходи-
мого для циркуляции масла. Одновременно с отключением пото-
ка на входе срабатывает обратный клапан, отключающий ком-
прессор от линии нагнетания, и компрессор продолжает рабо-
тать с прежней (установленной) степенью повышения давления
при нулевой производительности.
Современные центробежные компрессоры переводятся на хо-
лостой ход аналогичным образом, но в отличие от винтового ком-
прессора перекрытие входа осуществляется входным направляю-
щим аппаратом, основная функция которого - изменение произ-
водительности компрессора закруткой потока перед рабочим ко-
лесом. Небольшой транзитный поток воздуха, проходящий через
направляющий аппарат, предотвращает глубокий вакуум во вса-
сывающем патрубке, вентилирует проточную часть компрессора
и сбрасывается в атмосферу через байпасный клапан.
117
ческие потери в электродвигателе.
Рис. 2.48. Нагрузочные ха-
рактеристики асинхронного
электродвигателя в зависи-
мости от мощности иа валу
NB, % без изменения частоты
вращения
Таким образом, оба
компрессора работают
на холостом ходу с по-
терей энергии на сжа-
тие небольшого тран-
зитного потока возду-
ха, сбрасываемого в ат-
мосферу, на механичес-
кое трение и на механи-
Первые два вида потерь энергии определяют мощность на
валу порядка 10—15 % от номинальной мощности. Но, как видно
из рис. 2.48, кпд асинхронного электродвигателя понижается с
уменьшением нагрузки и при нагрузке на валу, составляющей
15 % от номинальной, равен Т]эл = 0,5. Следовательно, мощность,
потребляемая электродвигателем на холостом ходу, составляет
не менее 30 % от номинальной мощности, к тому же снижается
коэффициент мощности до cosep = 0,38. Отсюда ясна эффектив-
ность этого способа регулирования (см. рис. 2.46). Например,
при о = 0,5 и = 0,3, пе= 1,3, т. е. относительные затраты энер-
гии на производство сжатого воздуха увеличиваются на 30 %. Но
в случаях, когда компрессор работает с производительностью,
близкой к номинальной (длительность работы на холостом ходу
невелика по сравнению с общим временем цикла), данный спо-
соб регулирования становится экономически целесообразным.
12.4. ПЕРЕПУСК ВОЗДУХА ИЗ ПОЛОСТЕЙ ЦИЛИНДРОВ
ВО ВСАСЫВАЮЩИЕ ПОЛОСТИ ПОРШНЕВОГО
КОМПРЕССОРА
При попарном выключении полостей первой и второй ступе-
ней с одновременным перепуском воздуха из них во всасывающие
полости индикаторные диаграммы нерегулируемых полостей и
параметры воздуха по ступеням остаются практически постоян-
ными. Потребителем используется только часть сжатого воздуха
118
V' при снижении электроэнергии на привод компрессора Э', но при
этом электроэнергия, затраченная на сжатие перепускаемого по-
тока, полностью теряется. Относительный расход энергии
- - у / к „ та" 5 _ ,24,,
' V'/ Э„ои
Характер изменения производительности при попарном от-
ключении полостей первой и второй ступеней дискретный, т. е.
а = 1; 3/4; 1/2; 1/4 и 0 (холостой ход). Полагаем при этом, что от-
носительный механический кпд компрессора остается постоян-
ным, f]Mex= 10, а относительное изменение кпд синхронного дви-
гателя также дискретно снижается (рис. 6.39): TJ , = 1,0; 0,99; 0,97;
0,9 и 0,8. Если перераспределения давления по ступеням нет, то
индикаторные мощности нерегулируемых полостей цилиндров
остаются прежними, а индикаторные потери мощности регули-
руемых полостей составляют /V₽er = bN"OM, где b = 0,08-0,1.
В дальнейших расчетах b ~ 0,08, и для двух одновременно от-
ключаемых полостей b ~ 0,16. _
Отношение /V, = N'/N^OM при о = 3/4 равно N?'* = (3N™n +
+ £Л7ОЛ)/4Л71ОЛ = (3 + Ь)/4, где /У"ол - индикаторная мощность двух
попарно отключаемых полостей цилиндров. Соответственно,
при о = 1/2 и 1/4 величина = (1 + b)/2 и /Vj/4 = (1 + ЗЬ)/4, а от-
носительный расходэнергии по формуле (2.43) пе = (1 + &/3)/ц';
(1 +W'h(1 + 3W''.
Характер изменения экономичности в зависимости от коэф-
фициента нагрузки (принято b = 0,16) представлен на рис. 2.46.
Ступенчатое изменение производительности перепуском возду-
ха из полостей цилиндров во всасывающие полости у компрессо-
ра 4ВМ10-100/8 становится весьма неэкономичным в режиме
разгрузки на 75 % (о = 0,25) из-за существенного снижения кпд
электродвигателя. Лучше избегать этого режима разгрузки пе-
реводом компрессора на холостой ход с выпуском воздуха в ат-
мосферу.
12.5. ДРОССЕЛИРОВАНИЕ ПОТОКА НА ВСАСЫВАНИИ
Дросселирование потока заслонкой на всасывании вызывает
падение давления перед компрессором. В таком режиме газоди-
намические характеристики центробежного компрессора пере-
страиваются, а удельные затраты мощности зависят не только
119
Рис. 2.49. Удельные затраты
энергии при дросселировании
на всасывании:
а - компрессора К-250-61-1; б - компрессора
К-250-61-5; соответственно темпера-
туры воздуха и охлаждающей воды на входе
от давления в сети, которое
необходимо поддерживать
постоянным, но и от пара-
метров воздуха на входе и
условий охлаждения в про-
мохладителях.
На рис. 2.49 показа-
ны удельные затраты
мощности регулируемых
компрессоров К-250-61-1
(рис. 2.49, а) и К-250-61-5
(рис. 2.49, б); последний
имеет воздухоохладители
новой модификации и, не-
смотря на уменьшение расхода охлаждающей воды почти в
2 раза, удельный расход электроэнергии у него несколько
снизился.
Обработка многочисленных экспериментальных данных в
виде зависимости пе =f(c) показала хорошую сходимость резуль-
татов для всех режимов регулирования (см. рис. 2.46). В предель-
ном режиме разгрузки (заслонка прикрыта на угол 15 °C, с -
= 0,65-0,7), относительный расход электроэнергии возрастает
примерно на 25 %. Таким образом, дросселирование на всасыва-
нии - сравнительно малоэкономичный способ изменения произ-
водительности.
12.6. ЗАКРУТКА ПОТОКА ВХОДНЫМ НАПРАВЛЯЮЩИМ
АППАРАТОМ
Лопатки направляющего аппарата устроены в виде радиаль-
ных пластин на входе, заставляющих входящий поток закручи-
ваться, и поток газа при этом еще и дросселируется. В таком ре-
жиме газодинамические характеристики центробежного ком-
прессора также перестраиваются - с увеличением угла закрытия
лопаток направляющего аппарата характеристики Рк=ЛЮ ста-
новятся круче, зона устойчивой работы увеличивается, а потреб-
120
ляемая мощность уменьшается (см. рис. 2.34). Изменение произ-
водительности входным направляющим аппаратом гораздо эко-
номичнее, чем дросселированием на всасывании (см. рис. 2.46), к
тому же диапазон регулирования гораздо шире, до о = 0,5-0,6.
12.7. КОМБИНИРОВАННОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
Комбинированное регулирование сочетает положительные
особенности (экономичность, простоту действия и устройства и
др.), свойственные различным способам изменения производи-
тельности. У зарубежных центробежных компрессоров чаще
встречается комбинация регулирования лопатками направляюще-
го аппарата до глубины разгрузки 50-60 % с последующим пере-
водом на холостой ход (режим «Auto Dual»). Винтовые компрессо-
ры разгружаются способом перекрытия входа (режим нагруз-
ка/разгрузка) с последующей остановкой электропривода (режим
пуск/остановка). Если электропривод центробежных компрессо-
ров позволяет плавно изменять частоту вращения вала, то этот
способ разгрузки до — 50 % (более глубокую разгрузку не позво-
ляет зона помпажа) сочетается с последующим переводом на хо-
лостой ход (режим нагрузка/разгрузка). Для винтовых и поршне-
вых компрессоров нет ограничения по глубине разгрузки при из-
менении частоты вращения вала, но из-за снижения кпд электро-
двигателя при степени разгрузки порядка 30-40 %, компрессор пе-
реводится на холостой ход. Компрессоры небольшой мощности
до 100 кВт чаще всего разгружаются по способу нагрузка/разгруз-
ка в сочетании со способом пуск/остановка.
Соотношение между мощностью на валу N, % и степенью раз-
грузки о, % для различных комбинированных способов регулиро-
вания показано на рис. 2.50.
Рис. 2.50. Соотношение между
мощностью на валу и степе-
нью разгрузки о для компрес-
соров с комбинированным
регулированием:
а - маслосмазываемых компрессоров;
1 - плавное изменение частоты враще-
ния + нагрузка/разгрузка; 2 - плавное
изменение числа оборотов + пуск/оста-
новка; 3 - нагрузка/разгрузка+пуск/ос-
тановка; б-центробежных компрессо-
ров: 1 - направляющим аппаратом +
режим «Айю Dual»; 2 — режим «Auto
Dual»; 3—направляющим аппаратом
121
Глава 13. СИСТЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО
РЕГУЛИРОВАНИЯ ДАВЛЕНИЯ
И УПРАВЛЕНИЯ КОМПРЕССОРАМИ
Многочисленные способы автоматического регулирования
параметров технологических процессов, в том числе давления
сжатого воздуха, сводятся к системам дискретного (периодичес-
кого, позиционного) и непрерывного (плавного) регулирования.
Те и другие реализуются с помощью различных регуляторов об-
щепромышленного назначения дискретного и непрерывного
действия. В тех случаях, когда технологический процесс допус-
кает колебание контролируемого параметра в определенных,
иногда небольших пределах, применяются двухпозиционные или
многопозиционные регуляторы. Двухпозиционные регуляторы
могут дополняться стабилизирующими и другими устройствами,
позволяющими улучшить процесс регулирования. Когда же по
условиям технологического процесса требуется плавное регули-
рование, применяются более сложные регуляторы непрерывно-
го действия с жесткой и упругой обратными связями.
Многопозиционные регуляторы с большим числом пози-
ций и высокой частотой переключений мало чем отличаются
от регуляторов непрерывного регулирования. На компрессор-
ных станциях общего назначения применяются в основном
двухпозиционные регуляторы. Более совершенны системы че-
тырехступенчатого регулирования с пятипозиционным регу-
лятором, координированно управляющим всеми ступенями ре-
гулирования.
13.1. ДВУХПОЗИЦИОННОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ДАВЛЕНИЯ
Применительно к компрессорным установкам двухступенча-
тое регулирование давления достигается ступенчатым изменени-
ем производительности компрессора от номинального значения
до нуля или от одного (большего) до другого (меньшего) из двух
установленных предельных значений. Отбор импульса на сраба-
тывание регулятора осуществляется на участке нагнетательного
трубопровода, где установлена емкостная аппаратура (ресиверы,
холодильники и др.), сглаживающие колебания давления при по-
даче воздуха компрессором.
Для осуществления двухпозиционного регулирования при
одном регулируемом компрессоре необходимо, чтобы во всех
122
Рис. 2.51. Автоколебательный про-
цесс при двухпозиционном регули-
ровании астатического объекта с
зоной нечувствительности
случаях его минимальная
производительность превы-
шала максимальную по-
требность в сжатом возду-
хе, а сниженная производи-
тельность была ниже мини-
мальной потребности в по-
следнем. Для этого, в прин-
ципе, можно применить лю-
бой из описанных выше
способов изменения произ-
водительности компрессоров, однако особенности этих спосо-
бов делают их неравноценными. В целях ограничения частоты
циклов регулирования, сокращение потребной емкости ресиве-
ра и повышения четкости срабатывания регулятор должен
иметь определенную зону нечувствительности. Величина этой
зоны Др0 (рис. 2.51) измеряется заданной предельной разно-
стью давлений в нагнетательном трубопроводе Др0 = рмах - рт1п.
Обладая достаточной зоной нечувствительности, регулятор не
отвечает на малые колебания конечного давления и, во всяком
случае, не реагирует на пульсации давления подаваемого в сеть
воздуха. В силу инерционных свойств системы «датчик-сиг-
нал-исполнительный механизм» зона нечувствительности рас-
ширяется за счет времени запаздывания т с Др{) до Др.
Для определения времени цикла регулирования тц введем
следующие обозначения: о - коэффициент нагрузки, о = Vpei/VH,
где Уре,- — производительность компрессора в режиме регулиро-
вания, У|( - номинальная производительность компрессора; 6р0 =
= (Рмах — РттУРи - относительная заданная предельная разность
давлений в нагнетательном трубопроводе, где рмах и pmin - макси-
мальное и минимальное значение давления в трубопроводе, ког-
да включается и выключается регулятор давления соответствен-
но; рн - значение регулируемого давления, которое необходимо
поддерживать в сети.
Если общее время запаздывания при включении тнкл не равно
времени запаздывания при выключении твыкл, то время цикла ре-
гулирования
123
_ _ 5Po T-a + gTBI0l + (1 Q) ТВЫКЛ (Q ддх
(1-0)0 (244)
Постоянная времени та представляет собой время, за которое
аппаратура объемом Урсс заполнялась бы компрессором с произ-
водительностью VH от начального давления pQ до номинального
давления рн, причем заполнялась им с постоянной скоростью,
имеющей место в начале процесса заполнения при р0:
1,=-^-, с, (2.45)
«Л
где п — показатель политропы расширения воздуха в емкостной
аппаратуре (ресивере, откуда берется сигнал по давлению). Для
адиабатного процесса расширения (ресивер обычно не охлажда-
ется) можно принять п = к = 1,4. Номинальную производитель-
ность компрессора можно пересчитать на нормальные условия
по уравнению сохранения массы:
Ц,-Рн = V'o'Po.
где рК - плотность воздуха в аппаратуре при номинальном давле-
нии рн и температуре Тк.
13.2. ОБЪЕМ ЕМКОСТНОЙ АППАРАТУРЫ ПОСЛЕ
КОМПРЕССОРА ПРИ ДВУХПОЗИЦИОННОМ
РЕГУЛИРОВАНИИ ДАВЛЕНИЯ
Емкостная аппаратура, которую будем в дальнейшем назы-
вать «ресивер», куда входят участок нагнетательного трубопро-
вода до отключающей задвижки, концевой охладитель, водомас-
лоотделитель и собственно ресивер у поршневых компрессоров,
служит аккумулятором газа, величина емкости которого влияет
на частоту циклов регулирования и переключений с одной про-
изводительности компрессора на другую (см. формулы (2.44),
(2.45)).
Наиболее неблагоприятным случаем, по которому надлежит
рассчитывать емкость ресивера, является тот, когда длитель-
ность периода включения составляет половину длительности
цикла, Твдд = тиь,кл = 0,5 тп. Иначе говоря, когда расход сжатого
воздуха составляет половину производительности компрессора.
124
Тогда емкость ресивера рассчитывается по формуле
_ 900 Vo р0 Трсс 3
—------------------» м
р т0
(2.46)
где Vo - производительность компрессора, отнесенная к услови-
ям всасывания, м3/с; р0 — давление всасываемого компрессором
воздуха, МПа; То — температура всасываемого воздуха. К; Tpcc -
температура сжатого-воздуха в ресивере, К; Др0 - р^ - р^п -
предельная разность давлений в ресивере, МПа; zmax - наиболь-
шая допустимая частота циклов регулирования, 1/ч.
Величина zmax для отдельных видов дискретного регулирова-
ния не должна превышать: при регулировании «пуск-остановка»
для электродвигателей с фазным ротором 15; то же для электро-
двигателя с короткозамкнутым ротором при переключении со
звезды на треугольник 30; при переводе на холостой ход 60.
Разность давлений Др0 = ртлх -pmin выбирается в зависимости
от условии потребления. Заданным пределом обычно назначает-
ся минимальное давление pmin. Разность давлений должна быть
по возможности небольшой, так как энергия, израсходованная
на сжатие воздуха до более высокого давления, остается неис-
пользованной при его потреблении. Но при малой разности дав-
лений увеличивается емкость ресивера (см. формулу (2.46)) или
частота циклов. Температура воздуха в ресивере Трсс, которая
входит в расчетную формулу (2.46), может быть принята в слу-
чае отсутствия концевого охладителя на 40-60 °C выше темпера-
туры То.
В более общем случае эксплуатации компрессорных устано-
вок коэффициент нагрузки может быть выше и ниже о = 0,5 и
компрессор будет работать с частотой циклов Z < Zmax. Зависи-
мость Z = /(о) представлена кривыми на рис. 2.52, построенными
для ряда значения Zmax. Самый
короткий период цикла регули-
рования = 3600/Zmas. Период
цикла тц изменяется с расходом
воздуха, и его величина, выра-
женная в процентах пред-
ставлена кривой а на рис. 2.53.
Рис. 2.52. Зависимость частоты циклов
регулирования z от о для различных z^
125
Рис. 2.53. Период цикла регулирования тц (кривая а) и перерыва в подаче
(кривая б) в процентах от в зависимости от о
Самые кратковременные перерывы в подаче воздуха в сеть, воз-
никающие при расходе, близком к полной производительности
компрессора, равны 0,25 т™m (см. кривую б). При плавном регули-
ровании и отсутствии резких колебаний расхода роль ресивера сво-
дится к выравниванию колебаний давления вследствие пульсирую-
щей подачи компрессоров объемного принципа сжатия. После
центробежных компрессоров ресивер не устанавливается.
13.3. ДВУХПОЗИЦИОННЫЕ РЕГУЛЯТОРЫ
В системах двухпозиционного регулирования действующих
отечественных компрессоров (выпуск 70-80-х гг.) применялись
электрические регуляторы типа контактного манометра.
Такой регулятор (рис. 2.54) состоит из мембраны /, на кото-
рую через наружный патрубок 2 подается импульс давления.
Мембрана прогибается, сжимая пружину 4 переходником 3, вслед-
ствие чего стрелка 6 передвигается по шкале, показывая установ-
ленное давление. Натяг пружины регулируется винтом 5. Когда
конечное давление превышает установленное, рычаг 7 с гибкой
пластинкой, имеющей на конце контакт 8, отходит от неподвиж-
ного контакта 9. Эле-
ктрическая цепь уп-
равления электродви-
гателем (в простей-
шем случае электри-
ческая цепь магнитно-
го пускателя), управ-
Рис. 2.54. Электрический
даухпозициониый регуля-
тор. Пояснения в тексте
126
Рпс. 2.56- Мостовая схема
с тензодатчиком
ления дроссельной
или отключающей
заслонкой и т. д. при этом размыкается, формируя соответствую-
щий управляющий сигнал.
В современных измерителях давления преобразование меха-
нического сигнала в электрический осуществляется емкостны-
ми, тензорезистивными или пьезоэлектрическими датчиками.
В емкостных датчиках давления положение измерительной мем-
браны воспринимается обкладкой конденсатора, изменение ем-
кости которого преобразуется в пропорциональное давлению
управляющий постоянный ток или постоянное напряжение (рис.
2.55 на вклейке).
В тензорезистивных датчиках давления тензодатчик при-
крепляется к мембране. Когда мембрана подвергается давле-
нию, датчик выдает низковольтный сигнал (мВ), который затем
усиливается до необходимого уровня (рис. 2.56).
Для пьезоэлектрических датчиков мембраны не нужно. Дав-
ление измеряемой среды действует на поверхность специально-
го кристалла (например кварца), который в свою очередь гене-
рирует электрический заряд. Величина заряда пропорциональна
силе, приложенной к поверхности кристалла, т. е. давлению.
13.4. СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ КОМПРЕССОРАМИ
Экономичную работу компрессорной станции можно обеспе-
чить, лишь подобрав компрессоры, работающие в максимальной
степени с полной нагрузкой. Длительная работа компрессора на ре-
жимах сниженной производительности не только неэкономична с
энергетической точки зрения, но и вызывает нарушение его тепло-
вого и газодинамического режимов, повышенный износ узлов и др.
В настоящее время разработаны эффективные системы уп-
равления как компрессора, так и группы параллельно работаю-
щих компрессоров. Наиболее совершенные из них представлены
ведущими компаниями западной Европы: «Atlas Сорсо», «А1ир» и
др. Электронные переключатели давления вместо электромеха-
нического регулятора и управляющие микропроцессоры обеспе-
чивают высокую точность регулирования давления воздуха и
других контролируемых параметров компрессора, в том числе
127
Рис. 2.57. Схема системы группового управления турбокомпрессорными
агрегатами
диагностику неисправностей. Задача регулирования давления на
компрессорной станции решается путем выбора числа компрес-
соров, работающих в режиме разгрузки, в пределах, близких к
номинальной производительности одного компрессора. Очеред-
ность включения компрессоров в режим регулирования по тому
или иному способу разгрузки (направляющим аппаратом + «на-
грузка/разгрузка» + «пуск/остановка») каждого из компрессоров
определяет система автоматического управления.
К сожалению, действующие компрессоры К-250 и К-500 ос-
нащены дроссельным регулированием на всасывании, по эконо-
мичности уступающим регулированию направляющим аппара-
том примерно на 10 %. Работа компрессоров в режимах «нагруз-
ка/разгрузка» и «пуск/остановка» не предусмотрена.
Организация централизованного управления группой ком-
прессорных агрегатов позволит реализовать функции группово-
го управления, обеспечиваемыми автоматизированной системой
управления.
Система автоматического управления, например, турбоком-
прессорной станцией (САУ ТС) представляет собой совокуп-
ность комплекта технических средств (персональный компью-
тер, монитор, принтер, другие периферийные устройства) и спе-
циализированного программного обеспечения. Управление ком-
прессорными агрегатами осуществляется передачей команд
128
Рис. 2.58. Автоколебательный
процесс при двухпозиционном
регулировании рабочего давления
САУ ТА по промышлен-
ной сети Ethernet (рис. 2.57).
САУ ТА принимает
команды САУ ТС, выпол-
няя действия, предписан-
ные ими.
Функции группового регулирования САУ ТС:
• Функция «пуск/остановка»
Эта функция не только включает компрессор в работу или
останавливает его, но и переключает режим его работы на раз-
личные уровни давления, изменяя длительность подачи сжатого
воздуха в сеть. При двухпозиционном регулировании рабочее
давление в коллекторе колеблется в заданном диапазоне от
верхнего давления выключения до нижнего давления включения
компрессора (рис. 2.58).
• Функция «задержка холостого хода».
Эта функция сокращает длительность периодов с отключен-
ной нагрузкой с помощью «таймера работы двигателя». Если
компрессор работает на холостом ходу в течение времени, пре-
вышающего заранее установленное на таймере, компрессор ав-
томатически останавливается.
Большинство производителей компрессорных установок с
асинхронным электроприводом рекомендуют не более 5 пусков
в час, поэтому «таймер» должен устанавливаться на время не ме-
нее 12 мин. Как пока-
зано на рис. 2.59, тай-
мер «работы двигате-
ля» уменьшает по-
требление энергии на
холостом ходу, хотя и
в этом случае значи-
тельные потери энер-
гии сохраняются.
Рис. 2.59. Реализация
функции «задержка холос-
того хода»
129
Рис. 2.60. Пример каскад-
ного регулирования дав-
ления.
Пояснения в тексте.
• Функция «кас-
кадное включение».
Эта функция рав-
номерно распределяет
время работы и коли-
чество пусков между компрессорами, объединенными одним кол-
лектором. Последовательность пусков/остановок компрессоров
может переключаться вручную или автоматически в соответствии
с графиком работы.
Рассмотрим пример: самое низкое допустимое давление в се-
ти диктуется наиболее важной единицей оборудования, потреб-
ляющего сжатый воздух. Во многих применениях эта величина
не превышает рт]п = 0,6 МПа. Чтобы обеспечить это давление, в
коллекторе компрессорной станции должно быть на 0,07 МПа
выше для компенсации потери давления в воздухопроводах,
причем при наивысшем расходе воздуха.
При максимальных расходах все три компрессора будут ра-
ботать, как это обозначено на рис. 2.60 в области с. По мере сни-
жения потребления воздуха давление в коллекторе будет возра-
стать, один компрессор окажется ненагруженным, он переводит-
ся в режим холостого хода и затем выключается. Если потребле-
ние упадет еще больше, давление перейдет в область Ь, где еще
один компрессор окажется ненагруженным, и так далее до обла-
сти а, где только один компрессор обеспечивает нагрузку. Вслед-
ствие технических возможностей преобразователей давления
минимальный диапазон регулирования составляет весьма широ-
кий общий диапазон регулирования в нашем примере 0,06 МПа.
Поэтому каскадное включение не следует использовать для уп-
равления более чем 2—3 компрессорами.
• Функция «пусковая последовательность цикла».
Эта функция по своей сути идентична предыдущей. Разница
заключается в более точном поддержании давления и обеспече-
нии равномерной загрузки компрессорных агрегатов. В работе
последовательно находятся все компрессоры из состава группы
(можно задействовать до семи компрессоров).
Рассмотрим пример: пусть при достаточно стабильной на-
грузке в базовом режиме работают два компрессора, один в те-
130
чение половины времени будет не нагружен (рис. 2.61 на
вклейке). Пусковая последовательность позволяет совсем от-
ключить один из компрессоров в течение половины времени без
необходимости их частых пусков и остановок, а работа в базо-
вом режиме двух оставшихся машин исключает потери энергии
на холостом ходу.
• Функция «прогнозируемое переключение».
Эта функция решает задачу максимально экономичной рабо-
ты всех компрессоров. Для разрешения этой задачи система уп-
равления должна быть способна прогнозировать события в сис-
теме действующих компрессоров и в то же время отслеживать
нагрузку на компрессор.
Программный блок прогнозируемого управления восприни-
мает скорость изменения давления в сторону увеличения или
уменьшения (производную давления по времени). Используя это
значение, блок вычисляет прогноз потребления сжатого воздуха
и принимает решение по разгрузке/нагрузке или пуске/останов-
ке машин. В правильно рассчитанных установках давление под-
держивается с точностью до ±0,01 МПа, а потери энергии на хо-
лостом ходу минимизируются.
• Функция «выбор мощности».
Для компрессорных станций, на которых установлен ряд ком-
прессоров различной мощности, выбор наиболее подходящей ма-
шины для превалирующей (наиболее характерной) нагрузки ста-
новится исключительно важным с точки зрения эффективного ис-
пользования энергии, как следует из графика эффективности
(кпд) отдельных компрессоров. Для выбора наиболее подходяще-
го компрессора ключевым фактором является постоянный кон-
троль суточных колебаний нагрузки. На рис. 2.62 (на вклейке) по-
казана экономия энергии при использовании небольших компрес-
соров. Там, где необходимого уровня общей разгрузки достичь
нельзя, приходится во избежание частых пусков компрессоров до-
полнять систему регулирования неэкономичными способами раз-
грузки, в частности выпуском избыточного сжатого воздуха в ат-
мосферу через дроссельные или антипомпажные клапаны.
13.5. МИКРОПРОЦЕССОРНЫЕ БЛОКИ УПРАВЛЕНИЯ
Системы контроля управления адаптируются к определенно-
му типу компрессорной установки. Небольшие компрессоры
производительностью до 10 м3/мин снабжаются микропроцес-
131
сорной системой контроля и управления с текстовым дисплеем,
которая осуществляет (на примере системы «Atlas Copco»):
- автоматический выбор наиболее экономичного режима ра-
боты;
- оптимальную регулировку «нагрузка-холостой ход» или
«нагрузка-остановка», учитывающую допустимую частоту вы-
ключения электродвигателя на протяжении часа;
- показания всех необходимых рабочих параметров;
- контроль и безопасность с отключающей функцией при
превышении допустимых величин давления, температуры, виб-
рации, помехах в электродвигателе и др. с предварительным
оповещением и диагнозом помех;
- программируемый основной и повторный запуск компрес-
сора после отключения питания;
- защиту от непроизвольных ошибочных заданий.
Более крупные компрессоры снабжаются современными ми-
кропроцессорными системами, которые развиваются очень бы-
стро. Например, релейные системы регулирования были в свое
время заменены программируемыми логическими контроллера-
ми, которые в свою очередь были заменены микропроцессора-
ми, ориентированными на управляемый объект. Пульт управле-
ния таких систем обеспечивает (рис. 2.63 на вклейке):
- кодовый ввод параметров;
— самотестирование компрессора перед запуском;
— непрерывный контроль всех важных параметров;
- таймер-каналы для времени включения/выключения ком-
прессора;
- таймер-каналы для понижения давления.
Пульт имеет графический дисплей, отображающий инфор-
мацию о рабочем состоянии компрессора, в том числе:
- ожидание, холостой ход, нагрузка;
- степень разгрузки в процентах от номинальной производи-
тельности;
- дату/часы реального времени;
— индикатор дистанционного управления;
- индикатор автоматического перезапуска после потери на-
пряжения;
- конечную температуру и давление после сжатия;
- оповещение о помехах и неполадках.
Светящийся дисплей, наряду с текстовой информацией, пред-
ставляет графические изображения:
132
- диаграмма загрузки компрессора;
- диаграммы температуры и давления;
— диаграмма обслуживания компрессора;
— диаграмма выработки сжатого воздуха на протяжении су-
ток и недели.
В ряде микропроцессорных блоков управления имеются до-
полнительные возможности:
— программируемый график давления, позволяющий про-
граммировать понижение давления в определенное время для
снижения расхода воздуха;
- управление целой компрессорной станцией, которое обес-
печивает заданное давление в сети и равную нагрузку компрес-
соров.
Часть третья
ПОТРЕБЛЕНИЕ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Глава 14. КЛАССИФИКАЦИЯ ПНЕВМОПРИЕМНИКОВ
Техника, в которой все функции управления и привода, пере-
мещения взвешенных частиц в потоке и т. д. реализуются с по-
мощью рабочей среды в виде сжатого воздуха, называется пнев-
моприемниками.
По способу преобразования энергии сжатого воздуха пнев-
моприемники можно разделить на две группы:
1. Пневмоприемники, преобразующие потенциальную энер-
гию сжатого воздуха в механическую работу, - устройства пнев-
моавтоматики, пневмодвигатели, пневмомоторы, пневмоинстру-
менты и другие механизмы. Для этой группы пневмоприемников
характерны небольшие расходы воздуха при сравнительно высо-
ком давлении, более 0,4 МПа.
2. Пневмоприемники, преобразующие потенциальную энер-
гию сжатого воздуха в кинетическую энергию потока - эжекто-
ры, форсунки, обдувочные устройства, пневмоника, выполняю-
щая роль логических элементов и другая струйная техника.
Для этой группы пневмоприемников характерны высокие
расходы воздуха при сравнительно низком давлении, порядка
0,2-0,45 МПа.
Системы пневмоавтоматики, включающие управляющие
элементы (пневмораспределитель, реле давления и Др.), силовые
(пневмопривод, пневмомотор) и вспомогательные (пневмодрос-
сель, пневмоклапан и др.) называются пневматика.
Пневматика, как и струйная техника, широко применяется при
механизации и автоматизации производственных процессов не-
смотря на то, что пневматические силовые приводы имеют весь-
ма низкий кпд, а быстродействие систем пневмоавтоматики не мо-
жет идти в сравнение с быстродействием электронных систем уп-
равления. Тем не менее пневматические системы имеют важные
преимущества при работе технологического оборудования в тя-
134
желых, запыленных, влажных и коррозионных средах, а также в
электромагнитных и радиационных полях, поскольку малочувст-
вительны к динамическим ударным нагрузкам, способны перено-
сить неограниченно длительные перегрузки и полное стопорение
без поломок. Помимо этого, они просты конструктивно, облада-
ют высокой надежностью и долговечностью. В настоящее время
в промышленной эксплуатации находится свыше 100 млн единиц
пневмоприемников, работающих на различных уровнях давления:
низкого 1-10 кПа, среднего 100-250 кПа, высокого 0,25-2,5 МПа
и сверхвысокого — более 2,5 МПа.
14.1. ПНЕВМОРАСПРЕДЕЛИТЕЛИ
Распределитель представляет собой запорное устройство для
подачи, отвода или пропуска газов и жидкостей в трубопроводах.
С технической точки зрения, это так называемый терминальный
элемент управления. Это значит, что требуется не просто за-
крыть (открыть), как в кране, который также является распре-
делителем. Главная функция пневмораспределителя - измене-
ние направления потока. В зависимости от положения распреде-
лителя цилиндр осуществляет перемещение вперед, назад и про-
сто неподвижен. Так же работают элементы управления, с помо-
щью которых происходит целенаправленное управление пере-
мещениями. Элементы управления с пневмораспределителями
могут работать очень быстро: существуют микрораспределите-
ли со временем переключения менее 0,5 мс. Это в 100 раз быст-
рее активации подушки безопасности в автомобиле. В качестве
оконечного элемента управления они представляют собой реша-
ющий фактор эффективной автоматизации. Они задают не
только направление движения, но и скорость потока, обеспечи-
вают такие параметры, как давление, расход и время реакции,
гарантируют функционирование пневмоавтоматики в течение
всего срока ее службы. По этой причине на рынке пневморас-
пределителей имеется множество стандартных моделей, но так-
же и широкий диапазон специальных решений. Номенклатура
стандартных пневмораспределителей включает золотниковые и
клапанные распределители с ручным и механическим (пневма-
тическим и электропневматическим) управлением.
На рис. 3.1 показан золотниковый крановый пневмораспре-
делитель с ручным управлением последовательного включения
типа В71-ЗЗМ. Корпус 3 крепится к основанию 6, к которому
135
Рис. 3.1. Пневмораспределитель крановый.
Пояснения в тексте
пружиной 4 и давлением сжатого воздуха прижат плоский пово-
ротный золотник 5. Поворот золотника производится при помо-
щи валика 7 и рукоятки 2, имеющих три фиксированных поло-
жения за счет подпружиненного шарика 7. Три положения зо-
лотника обеспечивают сообщение выходных отверстий Ць Ц2,
Цз и Цд с отверстием питания П или с атмосферой О в порядке,
указанном на схеме. Пневмораспределитель данного типа, как и
другие, работает на воздухе, очищенном не грубее 10-го класса
по ГОСТ 17433-80. При монтаже крановый пневмораспредели-
тель закрепляется в любом пространственном положении винта-
ми через четыре отверстия в основании.
Конструкция двухпозиционного пневмораспределителя с
пневматическим управлением типа П-РП показана на рис. 3.2. В
корпусе 1 размещены подпружинные клапан 2, золотник 3, уп-
лотненный эластичными кольцами. К корпусу крепится пневмо-
цилиндр 4 (пилотный элемент), управляющий собственно рас-
пределителем. Этот принцип управления взят из электроники,
где пилотные элементы называются «транзистор». При отсутст-
вии управляющего сигнала на входе 5 золотник и клапан удер-
живаются в верхнем (по рисунку) положении, при этом отвер-
стия а и 6 сообщены между собой каналами, выполненными в зо-
лотнике, отверстие с отсечено от выходного отверстия б.
136
Рис. 3.2. Пневмораспределитель типа П-РП-4/10.
Пояснения в тексте
При работе пневмораспределителя
по схеме нормально-закрытого испол-
нения сжатый воздух подводится к от-
верстию с, отверстие а соединено с по-
требителем, а отверстие 6 - с атмосфе-
рой. При поступлении управляющего
сигнала к отверстию 5 поршень пнев-
моцилиндра перемещается вниз вместе
с золотником. Золотник при движении
вниз упирается в резиновый вкладыш
клапана, разобщая отверстия а и б.
При дальнейшем перемещении золот-
ника клапан отрывается от седла, от-
крывая проход сжатому воздуху из от-
верстия с к отверстию а.
При работе пневмораспределителя
по схеме нормально-открытого испол-
нения сжатый воздух подводится к от-
верстию 6 и свободно проходит к выходному отверстию с, соеди-
ненному по-прежнему с потребителем. При подаче сигнал управ-
ления поршень пневмоцилиндра, воздействуя на золотник, ра-
зобщает каналы с и б и соединяет выходной канал с с атмосфе-
рой. Пневматический сигнал на срабатывание пневмораспреде-
лителя выдается пневмоклапаном с механическим или электро-
магнитным управлением; в последнем случае это называется
электропневматическое управление. Все золотниковые пневмо-
распределители работают на сжатом воздухе, очищенном не
грубее 10-го класса загрязненности по ГОСТ 17 и 33-80 и содер-
жащим распыленное масло вязкостью 10-35 мм2/с (сСт) при тем-
пературе 50 °C с концентрацией из расчета 2-40 капли на 1 м3
воздуха, приведенного к условиям по ГОСТ 12449-80. В подавля-
ющем большинстве эксплуатации пневмораспределителей эти
условия не соблюдаются, что приводит к повышенному износу
эластичных уплотняющих колец. Пневмораспределитель при
этом теряет не только свое быстродействие (время срабатыва-
ния), но и постоянно пропускает значительное количество сжа-
того воздуха. Утечку воздуха можно даже услышать, находясь
радом с пневмораспределителем.
137
Производители современной пневматики давно предложили
золотниковые распределители без эластичных уплотнений, в ко-
торых золотник и втулка изготавливаются с такой точностью,
что эта пара обеспечивает надежное уплотнение. Этот тип рас-
пределителей использует чистый воздух без обогащения мас-
лом. В одном случае компоненты пары золотник—втулка дела-
ются из специальных неизнашивающихся материалов, в другом
случае консистентная смазка закладывается в специальные объ-
емы, из которых она поступает в узел трения по мере ее расхо-
дования в процессе эксплуатации.
Российские производители пневмоаппаратуры (Московское
ПО «Пневмоаппарат», Черкасский завод «Гидропневмонор-
маль» и др.) выпускают пневмораспределители с ручным, пнев-
матическим (типов П-РКЗ, П-РП, I1I1M) и электропневматичес-
ким (типов П-РЭ, В63) управлением на различную пропускную
способность, до 0,1 м3/мин. Зарубежные производители пневмо-
аппаратуры (концерн «Festo» (Германия), компания «Camozzi»
(Италия), фирма «GAV» (Италия) и др.) поставляют на россий-
ский рынок новейшие пневмораспределители различного испол-
нения, отличающиеся миниатюризацией корпусов, сочетанием
пневматики и электроники, быстродействием, деталями из
пластмасс и дизайном. Все пневмораспределители зарубежных
фирм соответствуют стандартам ISO 5599/1, ISO 15407—1 и ISO
15407-2.
Наиболее существенным изменением в процессе миниатюри-
зации пневматических систем управления является объединение
отдельных распределителей в батареи, называемые пневмоост-
ровами. При наборе блока распределители легко вставляются в
шину (коллектор), причем их число в одной комплектации сей-
час достигает 40 единиц (рис. 3.3). Шинный монтаж дал возмож-
ность пневматике «перекочевать» в шкаф управления, чтобы
объединиться там с электроникой. Каждый пневмоостров, имея
собственное устройство управления, представляет собой послед-
нее слово в централизованном управлении. Термин «the easy ай-
way» (легкий путь воздуху) - жаргон известного производителя
пневматики, который объясняет чрезвычайную компактность
одного из пневмоостровов с прекрасными характеристиками при
нетрадиционной конструкции. Благодаря отсутствию многочис-
ленных изменений направления движения потока воздуха этот
блок из пластика имеет размер 15 мм при расходе 750 л/мин
(= 0,62 м3/мин). Ноу-хау этого пневмоострова заключается в от-
138
Рис. 3.3. Процесс создания пневмоост-
рова:
а - отдельный распределитель; б — распределите-
ли на коллекторе; в - пневмоостров с многоно-
люсным разъемом
казе от традиционной ортогональной конструкции, что позволя-
ет изменять направление потока воздуха лишь дважды, вместо
обычных 4 раз. Такая конструкция удовлетворяет требованиям
рынка: малые габариты, высокий расход, немедленный контакт
при монтаже, возможность расширения батареи за счет установ-
ки дополнительных модулей.
Миниатюризация пневмораспределителей сопровождается
увеличением их быстродействия. Сегодня некоторые произво-
дители предлагают платы распределителей в виде картриджей
(конструкция, в которой золотник помещается не в свой собст-
венный корпус, а встраивается в общий функциональный
блок) с временем переключения 0,5 м/с. Такие микрораспреде-
лители имеют диаметр всего 7 мм. На рис. 3.4 показаны мини-
атюрные пневмоострова кон-
церна «Festo».
Рис. 3.4. Пневмоострова концерна
«Festo»
139
14.2. ПНЕВМОДВИГАТЕЛИ
Пневмодвигатель - двигатель, совершающий линейное движе-
ние под действием сжатого воздуха. В группу пневмодвигателей
входят пневмоцилиндры и пневмоприводы. Пневмоцилиндры с
возвратно-поступательным движением штока одно- и двухсторон-
него действия подразделяются на зажимные, обеспечивающие пе-
редачу усилия после завершения хода поршня, и транспортирую-
щие, развивающие требуемое усилие на всем перемещении порш-
ня. Некоторые варианты перемещения показаны на рис. 3.5.
Конструкция поршневого стационарного пневмоцилиндра
двухстороннего действия представлена на рис. 3.6. В гильзе 2 раз-
мещен шток 3, на конце которого установлен поршень 4. Гильза с
Рис. 3.5. Варианты систем перемещения с помощью пневмоцилиндров:
а - консольный привод; б — портальный привод; в - многокоординатное перемещение; г — система
«ВЗЯЛ-ПОЛОЖВЛ»
140
Рис. 3.6. Пневмоцилиндр
одностороннего действия.
Пояснения в тексте
двух сторон закрыва-
ется крышками: зад-
ней 5 и передней 7,
закрепленных
шпильками 6. При
подаче сжатого воз-
духа в одну из полостей цилиндра и соединении другой полости с
атмосферой поршень вместе со штоком перемещается, создавая
толкающее или тянущее усилие. Такие пневмоцилиндры (III (М)
имеют диаметр поршня от 50 до 200 мм и ход поршня от 63 до
500 мм, создавая толкающее (тянущее) усилие до 28,5 кН.
Пневмоцилиндры длинноходовые (ход поршня до 1250 мм)
типа ЦРП используются в робототехнике, для привода станков,
прессов и других машин. При максимальном диаметре штока
80 мм ЦРП создает усилие порядка 4 кН. Пневмоцилиндры
СПЦ, используемые в захватах автоматических манипуляторов,
имеют небольшой диаметр поршня (25 мм) и ход 146,5 и 229 мм,
создавая тянущее усилие 250 Н.
Пневмопривод — пневмоцилиндр с встроенными функциями
типа фиксирующих устройств, датчиков положения и др. Он
предназначен для преобразования пневматического сигнала в
прямолинейное движение поршня в целях переключения, зажи-
ма или другой технологической операции.
Простейший пневмопривод (рис. 3.7) представляет собой
пневмоцилиндр одностороннего действия с пружинным возвра-
том. Под действием сжатого воздуха поршень 4 перемещается
вместе с манжетой 5 в корпусе 7 и сжи-
мает пружину 3. После соединения
входного отверстия с атмосферой пор-
шень перемещается в исходное поло-
жение под действием пружины. Пнев-
мопривод имеет небольшой ход порш-
ня порядка 12 мм и усилие около 700 Н.
Для уравновешивания «падающих» ча-
стей механических кузнечно-прессо-
Рис. 3.7. Пневмопривод с пружинным возвратом.
Пояснение в тексте
141
вых машин, устранения предельной нагрузки на электропривод
и других операций изготавливаются уравновешиватели, кото-
рые отличаются от пневмоприводов отсутствием пружинного
возврата.
Вращательное движение механизмов промышленных робо-
тов (поворот колонны, ротация и наклон захвата), станков, прес-
сов и других машин осуществляется поршневыми поворотными
пневмодвигателями типа ЩЩ. Эти пневмодвигатели выполня-
ются на основе передачи «шестерня-рейка». Шестерня 5
(рис. 3.8) размещена в корпусе 4 и входит в зацепление со што-
ком - рейкой 3 пневмоцилиндров одностороннего действия, со-
осно установленных по обе стороны корпуса. При подаче сжато-
го воздуха к одной из крышек 7 или 9 происходит поступатель-
ное перемещение поршней 2 и 6, которое преобразуется переда-
чей «рейка-шестерня» во вращательное движение шестерни, со-
единенной шлицевым валом с исполнительным механизмом.
Пневмодвигатель ПДП имеет угол поворота вала до 180 °C, со-
здавая крутящий момент от 10 до 250 (Н-м).
Все производители пневматики имеют в своей номенклатуре
множество вариантов цилиндров. Вероятно, самой лучшей конст-
рукцией стандартного цилиндра стал его двойник - бесштоковый
цилиндр. Концепция этого цилиндра проста: поршень не имеет
штоков, а с обоими его торцами связана кольцевая лента. Вариант
такого цилиндра был разработан институтом «ВНИИ гидропри-
вод», Москва, для захватов автоматических манипуляторов. Кон-
струкция пневмоцилиндра типа СПЦГ (изготовитель Орджони-
кидзевский опытный завод пневмооборудования) показана на рис.
3.9. Пневмоцилиндр состоит из гильзы 10, в которой размещен
поршень 8, двух крышек 2 и /2, где на осях 3 установлены направ-
ляющие ролики 1 и 11. К поршню прикреплен гибкий шток 9
(кольцевая лента), концы которой переброшены через направля-
ющие ролики. Уплотнение штока в крышках осуществляется эла-
стичными кольцами 4, а поршня - манжетами 7. Крепление кры-
шек с гильзой цилиндра производится с помощью стопорных ко-
лец 5 и фланцев 6. Подвод сжатого воздуха в полости пневмоци-
линдра происходит через отверстия с и б в крышках цилиндра. При
подаче сжатого воздуха в одно из отверстий, например а, и соеди-
нении другого 6 с атмосферой поршень перемещается вправо и
втягивает гибкий шток, концы которого прикрепляются с натягом
к исполнительному механизму. Тянущее усилие на штоке при дав-
лении сжатого воздуха 0,63 МПа не менее 250 Н (диаметр поршня
142
Рис. 3.9. Пневмоцилиндр типа СПЦГ
Пояснения в тексте
25 мм, ход поршня S = 146,5 мм или 229 мм). Далее появился вари-
ант, называемый прорезным цилиндром. Здесь радиально к порш-
ню монтируется поводок, с которым снаружи соединяется каретка
(рис. 3.10). В этом цилиндре уплотняются не торцы, а прорезь в
профиле, для чего используется специальная технология типа
«молнии» - одна из новинок техники уплотнений. Весьма ориги-
нальным вариантом бесштоковых цилиндров является привод с
магнитной муфтой. Под дав-
лением воздуха в цилиндре
перемещается поршень-маг-
нит. Металлическая каретка
отслеживает снаружи движе-
ние поршня благодаря маг-
Рис. 3.10. Прорезной пневмоцплиндр
144
Рис- 3.11. Пневмоцилиндр с распредели-
телем
нити ому полю. Здесь имеет место
не механическая, а чисто силовая
магнитная связь. Бесштоковый
цилиндр короче обычного и од-
новременно имеет направляю-
щую вдоль всего отрезка переме-
щения, причем значительной дли-
ны (есть пример транспортного
привода с длиной перемещения 18 м).
Эффективность пневматики во многом основана на совершен-
стве взаимосвязи распределителей и цилиндров независимо от их
типа. Ранее их рассматривали как два совершенно отдельных эле-
мента, но теперь многие из производителей пневматики устанавли-
вают распределители непосредственно на пневмоцилиндрах, полу-
чив, таким образом, законченные модули (рис. 3.11). В более со-
временном варианте на установленном на цилиндре распределите-
ле монтируется управляющая электроника - это еще один шаг к
интеллектуальному приводу, который в скором времени будет
иметь еще и персональный компьютер на одном чипе.
Совершенствуется внешний вид пневмоцилиндров. Корпуса
современных цилиндров имеют мало кромок и ребер (меньше за-
грязняются). Датчики, например герконы, как конечные выклю-
чатели полностью погружаются в профильные пазы, благодаря
чему исключается возможность их повреждения. И так же, как
внешний вид пневмоцилиндров приобретает все более совершен-
ную форму, их внутренняя конструкция тоже становится все бо-
лее сложной. Встроенное демпфирование в конечных положени-
ях поршня как разновидность амортизатора защищает линейный
пневмоцилиндр от быстрого износа и повреждений. Новые вари-
анты уплотнений снижают возможность движения рывками,
обеспечивая плавное движение. Некоторые производители либо
вообще отказываются от эластичных уплотнений, либо переходят
на полиуретан, что увеличивает срок службы цилиндров.
14.3. МЕМБРАННЫЕ ПНЕВМОЦИЛИНДРЫ
И ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ МОТОРЫ
Мембранные пневмоцилиндры применяют в приводах с та-
кими тяжелыми условиями работы, как загрязненность окружа-
145
Рнс. 3.12. Мембранный
пневмоцплиндр
ющей среды, низкое
качество очистки
сжатого воздуха от
механических час-
тиц и влаги. Мемб-
ранные цилиндры
изготовляют в ос-
новном односторон-
него действия с пру-
жинным возвратом и без него (рис. 3.12). Мембраны могут быть
эластичные (резиновые, из синтетических материалов) и метал-
лические (специальная сталь, бронза и латунь с толщиной листа
0,2-1,5 мм). Величина хода штока определяется допустимым
прогибом плоской мембраны. Чрезмерное увеличение прогиба
приводит к снижению усилия на штоке из-за потерь давления на
растяжение, а также долговечности мембраны. Обычно мини-
мальный ход штока не превышает величины 8-15 % от диамет-
ра мембраны.
Пневматические моторы подразделяют на шестеренные,
шиберные, турбинные, винтовые и поршневые. Самые высокие
обороты способны развивать турбинные моторы, за ними следу-
ют лопастные, винтовые и шестеренные. Турбинные, шиберные
и винтовые моторы развивают стабильный крутящий момент, а
у поршневых и шестеренных моторов момент пульсирующий.
На рис. 3.13 показана схема самой распространенной конст-
рукции шиберного (ротационного) двигателя. Он состоит из экс-
центрично расположенных ротора /
и статора 2. В продольных пазах ро-
тора перемещаются шиберы (плос-
кие пластины) 3. Сжатый воздух
подводится через канал а корпуса и
через отверстия в статоре 2 поступа-
ет в соответствующую рабочую ка-
меру мотора, образованную двумя
смежными пластинами 3 и поверхно-
Рнс. 3.13. Шиберный пневмомотор.
Пояснения в тексте
146
стями статора и ротора, действуя на эти пластины и развивая
крутящий момент. После того как камера заполнения отсечется
при вращении ротора 7 от связанных с окном питания каналов в
в статоре, наполнение ее сжатым воздухом прекращается. При
дальнейшем вращении ротора объем камеры увеличивается
< Яг) и расширяющийся воздух продолжает действовать на огра-
ничивающие его пластины, развивая крутящий момент. При со-
единении камеры, заполненной частично расширившимся возду-
хом, с каналами с статора 2 воздух удаляется в атмосферу.
Скорость вращения ротора пневмодвигателя регулируется из-
менением расхода сжатого воздуха с помощью дросселя, включа-
емого обычно во входную магистраль, а крутящий момент—изме-
нением давления регулятором (редуктором) давления.
Скорость пневмомотора (см.рис. 3.13), регулируется также
путем поворота его статора 2, при этом изменяется продолжи-
тельность соединения рабочих камер с отверстиями в питания,
а следовательно, и степень заполнения камер сжатым возду-
хом. Подобный пневмодвигатель называют пневмодвигателем
с регулированием отсечкой, причем под отсечкой понимается
прекращение подачи сжатого воздуха в рабочие, камеры пнев-
модвигателя в момент, когда еще происходит увеличение их
объема.
Глава 15. ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
ПНЕВМОСИСТЕМ
15.1. РЕГУЛИРУЮЩАЯ ПНЕВМОАППАРАТУРА
К регулирующей аппаратуре относятся реле давления, пнев-
модроссели, редукционные клапаны, датчики положения, на-
жимные кнопки и переключатели.
Реле давления применяется для контроля давления в пневма-
тических системах, осуществляемого воздействием на контакты
микропереключателя, включенного в электрическую цепь уп-
равления. Конструкция одного из реле показана на рис. 3.14.
Сжатый воздух, подводимый к отверстию а, деформирует мемб-
рану. Толкатель 2, жестко связанный с мембраной, передает ее
давление на рычаг 4.
Поворачиваясь вокруг своей оси, он преодолевает устано-
вочный момент, развиваемый пружиной. При повороте рыча-
га на определенный угол срабатывает микропереключатель,
147
Рис. 3.14. Реле давления:
I - основание; 2 — толкатель; 3 — штифт; 4 - ры-
чаг; 5 - микропереключатель; 6 - кронштейн;
7 - контргайка; 8 - регулировочный впит; 9 -
пружина; 10 - штекерный разъем; // - мембрана
включая цепь управления
расходом сжатого воздуха.
При понижении контролиру-
емого давления пружина воз-
вращает рычаг в исходное
положение и цепь управле-
ния выключается. Диапазон
контролируемых давлений,
настраиваемых пружиной 9 и
регулировочным винтом 8,
достаточно широк - от 0,1 до 1,0 МПа.
Пневмодроссели предназначены для регулирования расхода
сжатого воздуха в одном направлении и обеспечения его свобод-
ного прохода в обратном направлении в пневматических систе-
мах управления. Конструкция пневмо дросселя с обратным кла-
паном приведена на рис. 3.15. Сжатый воздух подводится в по-
лость а. Манжета 2 прижимается к седлу 8 давлением воздуха и
поток воздуха устремляется в полость г через кольцевой зазор,
образованный конусом дросселя 6 и седлом 8. Седло поджато к
корпусу / пружиной 7, усилие которой регулируется вращением
ручки 5, — тем самым осуществляется настройка на определен-
ный расход воздуха. При изменении направления потока сжато-
го воздуха манжета 2 отходит от седла в корпусе, обеспечивая
свободный проход воздуха в обратном направлении. Пропускная
способность через полностью открытый дроссель для пневмо-
дросселей различных типораз-
меров колеблется от 0,12 до
4,8 м3/ч, а в обратном направле-
нии - от 0,2 до 8,0 м3/ч.
Пневмоклапаны редукцион-
ные с ручной или пневматичес-
кой настройкой давления на вы-
ходе применяются для пониже-
ние. 3.15. Пневмодроссель с обратным
клапаном.
Пояснения в тексте
148
Рис. 3.16. Редукционный пнев-
моклапан:
/ - пружина, 2 — дроссельный клапан, 3 —
корпус, 4 - мембрана, 5 — клапан сброса,
б - регулировочный винт. 7 - пружина
настройки, 8 — крышка
ния давления сжатого воз-
духа и поддержания его на
заданном уровне в пнев-
мосистемах.
Редукционный пнев-
моклапан с ручной наст-
ройкой давления на выхо-
де (рис. 3.16) выполнен по
схеме статического регу-
лятора обратного дейст-
вия с пружинной нагруз-
кой, мембранным чувст-
вительным элементом и
сбалансированным дрос-
сельным клапаном.
Принцип действия ре-
дукционного пневмокла-
пана основан на автоматическом изменении проходного сечения
клапана при изменении давления и расхода воздуха на входе (от-
верстие П) и поддержания постоянного давления на выходе (от-
верстия О). При понижении выходного давления мембрана под
действием пружины 7 прогибается и отжимает дроссельный кла-
пан 2, увеличивая расход воздуха и давления. Дроссельный кла-
пан разгружен от давления на входе, так как подклапанная по-
лость Б изолирована от входного отверстия и соединена отвер-
стием в дроссельном клапане с выходной полостью редукцион-
ного пневмоклапана. Сбалансированный дроссельный клапан
обеспечивает высокую точность поддержания давления на выхо-
де. При его повышении на величину, большую чем давление на-
стройки, мембранный узел перемещается вверх. В результате
воздух с избыточным давлением через отверстие в клапане сбро-
са 5 и отверстие а сбрасывается в атмосферу, давление на выхо-
де снижается до величины, определяемой настройкой нагрузоч-
ной пружины. Номинальный расход воздуха, пропускаемого че-
рез клапаны различных типоразмеров, при давлении на выходе
0,4 МПа имеет диапазон от 0,1 до 10 м3/мин.
149
15.2. ОБСЛУЖИВАЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
Маслораспылители предназначены для впрыскивания в
сжатый воздух распыленного масла, смазывающего трущиеся
поверхности пневматических устройств. Например, сжатый воз-
дух для пневмоцилиндров должен содержать распыленное масло
вязкостью 10-35 мм2/с (сСт) при температуре 50 °C с концентра-
цией из расчета 2-4 капли на 1 м3 воздуха, для пневмораспреде-
лителей - 1-2 капли на 1 м3 воздуха. В маслораспределителе
(рис. 3.17) поток воздуха, поступающий в отверстие П, разделя-
ется на основной (идет по каналу д) и эжектирующий поток
(идет по эжектору б в зону г). Вследствие увеличения скорости
потока после эжектора в зоне г создается разрежение, куда по-
ступает масло через трубку 3 в полость в и далее в распредели-
тельное устройство 4. Обратный клапан 2 препятствует пониже-
нию уровня масла в трубках 1 и 3 в случае прекращения расхода
воздуха через маслораспылитель.
Рис. 3.17. Маслораспылитель.
Пояснения в тексте
150
Рис. 3.18. Пневмоглушитель типа ПГК. 1 2
Пояснения в тексте
Маслораспылители работают на-------------------L _
сжатом воздухе, очищенном не грубее '
10-го класса загрязненности по ГОСТ
17433-80. Их рекомендуется устанавли-
вать около пневмопотребителя; для обеспечения стабильного
поступления смазки необходимо, чтобы объем соединительных
линий, включая объем пневмораспределителя, не превышал по-
ловину объема свободного воздуха, потребляемого пневмоци-
линдром за один ход. Кроме того, маслораспылитель следует
располагать выше пневмоприемника, чтобы масло перемеща-
лось частично под действием силы тяжести.
Пневмоглушители применяются для снижения уровня шума
при выхлопе в атмосферу отработанного воздуха из пневматиче-
ских систем.
Уровень звукового давления при работе пневмоприводов со-
ставляет 95-120 дБ А, причем наибольшие его значения прихо-
дятся на высокочастотную часть спектра. Импульсный, особен-
но высокочастотный, характер шума усугубляет вредное воздей-
ствие его на человека и нарушает действующие санитарные нор-
мы. Для снижения уровня шума применяют пористые и реактив-
ные глушители. Пористые проницаемые глушители наиболее
универсальны, снижают энергию звуковых колебаний при про-
пускании отработанного воздуха через пористый звукопоглоща-
ющий элемент.
Простейший пневмоглушитель ПГК (рис. 3.18) состоит из
металлокерамического звукопоглощающего элемента 2, кото-
рый завальцован в корпус /; последний имеет наружную присо-
единительную резьбу. Пропускная способность пневмоглушите-
ля 1,6-12,5 м3/ч, снижение уровня звуковой мощности в средних
частотах от 1 до 8 кГц не менее 15 дБ А. Реактивные глушители
(акустические фильтры) используют для снижения шума пнев-
момоторов в инструменте с определенной полосой частот наи-
большей интенсивности шума. Ограниченное применение их
связано с большими габаритами.
Арматура. К основным видам арматуры относятся соеди-
нения, их еще называют фитинги, шланги и запорные устрой-
ства. Характеристикой арматуры сжатого воздуха является со-
отношение между перепадом давления и объемным расходом
воздуха.
151
Соединения служат для герметичной стыковки трубопрово-
дов сжатого воздуха. К ним относятся различные быстроразъем-
ные соединения - рис. 3.19.
На рис. 3.19, а, показан быстроразъемный фитинг, использу-
емый для пластмассовых и металлических трубопроводов. Труб-
ка просто вставляется в отверстие. Соединяемый конец пласт-
массовой трубки изнутри усиливается латунной обечайкой, а
снаружи обжимается конической латунной втулкой. Для метал-
лической трубки отпадает необходимость в развальцовке ее кон-
ца. На рис. 3.19, б, показан фитинг с накидной гайкой. Такое со-
единение применяется там. где не требуется частая сборка-раз-
борка, и эксплуатация пневмосистемы протекает в агрессивной
среде (наличие пыли, агрессивных паров и др.). Выверенная гео-
метрия создает абсолютную герметичность, надежность закреп-
ления трубки и ее целостность при затягивании вручную или с
помощью гаечного ключа.
На рис. 3.19, в, представлена оригинальная конструкция быст-
роразъемного соединения с самозапиранием. При его использова-
нии не надо отключать давление в магистрали, что экономит экс-
плуатационное время. Это соединение состоит из замка с обратным
клапаном, фиксатора и ключа. Сжатый воздух подводится со сто-
роны замка, перекрывающего магистраль при вынутом ключе и
открывающего при установленном ключе. Ключ легко фиксирует-
ся в замке и вынимается из него при нажиме на подвижную муфту.
152
Полиуретановые шланги
PUN
Наружный диаметр
4... 16 мм
PUN-...-DUO/
PUN-...-DUO-BS
Наружный диаметр
4...10 мм
PUN-H
Допускает контакт
с пищевыми продуктами
Наружный диаметр
3...16 мм
Полиамидные шланги
PUN/PUN-L
Наружный диаметр
4-.16 мм
Полиамидные шланги
огнестойкие, с оболочкой
из поливинилхлорида
PUN-VO
Наружный диаметр
6... 12 мм
Полимерные шланги
PLN
Внутренний диаметр
3...13мм
Допустимы для применения
при производстве пищевых
и косметических продуктов
Полимерные шланги
спиральные
PPS.PUN-S
Наружный диаметр
4... 12 мм
Рис. 3.20. Разновидности шлангов
Шланги выпускаются в основном двух видов: стандартные
гибкие шланги и шланги, скрученные в спираль (рис. 3.20). Они.
как правило, изготавливаются из полимеров с тканевым покры-
тием различных цветов - белые, голубые и серебристые. По-
следние предпочтительнее, так как более заметны при размеще-
нии на заднем плане оборудования.
Так, компания «Festo» предлагает полиуретановые шланги
PUN наружным диаметром 4—16 мм, полиамидные шланги
PAN/PAN-L на 4—16 мм и полимерные шланги PLN внутренним
диаметром 3-13 мм на давление до 1,6 МПа и диапазон темпера-
тур от -35 °C до +150 °C.
Запорные устройства используются для полного перекры-
тия трубопроводов и, реже, для регулирования расхода сжато-
го воздуха. Для регулирования потока сжатого воздуха, воды и
минеральных масел применяются латунные вентили с проход-
ным сечением от 4 до 12 мм. Для полного перекрытия потока
используются отсечные клапаны с ручным и электроуправле-
нием, быстроразъемные муфты, различные краны, задвижки и
153
100-500 мм на давление до 40
Рис. 3.21. Кран сальниковый шаро-
вой фланцевый 11ч37п:
I - болт, 2 - пробка, 3 — фторопластовые коль-
ца, 4 - корпус. 5 - уплотнительная прокладка,
6 - регулирующая гайка
заглушки. Большую популяр-
ность среди запорных уст-
ройств приобрели шаровые
краны с ручкой или червяч-
ной передачей (рис. 3.21). Ша-
ровые краны с ручкой выпус-
каются на Dy 10-200 мм, а с
червячной передачей на Dy
IA (стальной корпус) и темпе-
ратуры от —40 °C до +200 °C. Уплотнение в шаровых кранах
осуществляется благодаря отшлифованному и отполированно-
му шару, двигающемуся в тефлоновом уплотнении. Тарельча-
тые пружины прижимают уплотнения к плавающему шару.
Шпиндель, управляющий его поворотом, уплотнен в свою оче-
редь двумя О-образными кольцами, из которых верхнее заме-
няемо. Шаровой кран отличается плотностью перекрытия по-
тока, быстродействием, легкостью поворота и низким сопро-
тивлением в открытом состоянии.
15.3. УСТРОЙСТВА ПОДГОТОВКИ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Такие устройства предназначены для очистки сжатого воз-
духа от твердых частиц, капельной влаги и влаги в парообраз-
ном состоянии, отвода выпавшего конденсата и для впрыски-
вания распыленного масла в поток, идущий в пневмопривод в
соответствии с техническими требованиями их эксплуатации.
Обычно эти устройства дополняются функциями регулирова-
ния и контроля давления, расходомерами, клапанами плавного
пуска и отсечными с электроуправлением и ручной настрой-
кой и др. В целом такие многофункциональные устройства со-
ставляют пневматический блок, пример которого представлен
на рис. 3.22.
Блок пневматический типа П-Б1 16/10 (разработчик -
ВНИИ «Гидропривод», изготовитель - Черкасский завод «Гид-
ропневмонормаль») двухкорпусный с реле давления, которое со-
единено с одним из корпусов трубкой.
154
Рве. 3.22. Пневматический блок типа П-Б1 16/10.
Пояснения в тексте
Сжатый воздух из магистрального трубопровода поступает
через вентиль 2 в фильтр-влагоотделитель 7, где очищается от
твердых частиц и капельной влаги. Далее воздух поступает в ре-
дукционный пневмоклапан 7, обеспечивающий постоянное дав-
ление на выходе. В случае недопустимого повышения давления
автоматически срабатывает предохранительный пневмоклапан
6, защищая систему от перегрузки. При падении давления ниже
допустимого срабатывает реле давления 8, размыкая электриче-
скую цепь управления и замыкая цепь контрольной лампы. При
последующем повышении давления схема восстанавливается.
Давление на входе и выходе контролируется манометрами 3 и 4.
Отвод к потребителю подготовленного воздуха осуществляется
через три отверстия в корпусе 5. Номинальный расход воздуха
при давлении на выходе 0,4 МПа равен 1,25 м3/мин, а диапазон
регулирования давления от 0,1 до 0,9 МПа.
Глава 16. ДАВЛЕНИЕ И РАСХОД СЖАТОГО ВОЗДУХА
ПНЕВМОПРИЕМНИКАМИ
16.1. РАБОЧЕЕ ДАВЛЕНИЕ
Выбор оптимального давления сжатого воздуха для пневмо-
приемников является важнейшим условием их эффективной экс-
плуатации. Повышение давления позволяет уменьшить массу и
155
габариты пневмомеханизмов при неизменном развиваемом уси-
лии, что иногда имеет решающее значение. Вместе с тем при по-
вышении давления увеличивается расход сжатого воздуха, а так-
же шум при работе пневматики и т. д. Технические характерис-
тики пневмоприемников регламентируют следующие величины
давления перед пневмоприемниками, МПа:
- для пневмоприводов различных машин и систем механиза-
ции, прессов и т. д. 0,63-0,75, реже 0,9;
— для пневмосистем автоматического управления 0,4-0,63;
— для ручного пневмоинструмента 0,4-0,63;
- для форсунок, пескоструйных аппаратов, краскораспыли-
телей, обдувочных сопел и т. д. 0,2-0,4.
При большом количестве потребителей сжатого воздуха с
разным уровнем давления целесообразно иметь сети высокого
(0,63-0,9 МПа) и низкого (0,2-0,4 МПа) давления, что снижает
энергозатраты на производство сжатого воздуха. При неболь-
шом количестве пневмоприемников с высоким уровнем давле-
ния (> 0,63 МПа) лучше применять индивидуальные или дожима-
ющие компрессоры.
При выборе рабочего давления необходимо учесть его коле-
бание в сети из-за одновременного подключения большого чис-
ла пневмоприемников, а также потери давления в магистраль-
ном воздухопроводе. В рационально выполненных пневмосетях
колебания давления не превышают 0,05 МПа (0,5 атм), а потери
— 5-10 % от величины рабочего давления (для сети с рабочим
давлением на компрессорной станции, например, 6 атм потери
давления до самого удаленного пневмоприемника не должны
превышать 0,3-0,5 атм).
16.2. РАСХОД СЖАТОГО ВОЗДУХА ПНЕВМОПРИЕМНИКОМ
За единицу расхода сжатого воздуха пяевмоприемником прини-
мается кубический метр воздуха, отнесенный к «нормальным» ус-
ловиям по ГОСТ 12449-80 (р0 = 101 326 Па, t0 = 20 °C, р0 = 1,205
кг/м3), т. е. независимо от давления и температуры его в сети. Для
любого пневмоприемника наиболее объективной характеристикой
является номинальный расход сжатого воздуха qit, который опреде-
ляется при условии непрерывной работы пневмоприемника и от-
сутствии в нем каких-либо потерь. Номинальный расход воздуха
указывается в паспорте пневмоприемника. Точное определение
расхода воздуха пневмодвигателями представляет сложную задачу.
156
В первом приближении расчетный расход воздуха пневмо-
двигателями определяется следующим образом: для пневмоци-
линдров одностороннего действия с бесштоковой рабочей поло-
стью
м’/с
4 Ро
(3.1)
и для цилиндров двухстороннего действия
<7 = ^(2-D^-d^S^n, м3/с
4 Ро
(3-2)
где ры — плотность воздуха в магистрали, кг/м3; Оп - диаметр пор-
шня, м; dltrr - диаметр штока, м; п - количество двойных ходов,
1/с.
При условии непрерывной работы пневмоцилиндра количе-
ство двойных ходов можно определить по средней скорости пор-
шня q,, м/с, т. е. п = cJ2S„. Подставляя последнее значение, на-
пример, в формулу (3.2), получаем
9=^(2-м3/с. (3.3)
4 Ро 2
В технических характеристиках пневмодвигателей ПЦМ
(ГОСТ 15608-81), ЦРП (ГОСТ 26059-85), уравновешивателей
(ОСТ 2 КП94 1-79) и др. приводятся основные геометрические
параметры (Dn, d]I1T, 5П), а также скорость перемещения поршня,
толкающее (тянущее) усилие на штоке (Fc) и т. д. Данные харак-
теристики позволяют рассчитать не только приближенный (без
учета гидравлического сопротивления впускной линии и проти-
водавления на штоке) расход воздуха, но и более обобщенные
показатели, например расход воздуха на 1 кВт мощности пнев-
моцилиндра qc = qJNc.
Если развиваемая мощность пневмоцилиндра равна Nc =
= Fc-cn, то для цилиндра двойного действия с учетом формулы
(3.3) запишем
=
с 41 “";p02Fc кВт
(3.4)
157
Таблица 3.1
Расход воздуха на единиц}' мощности пневмоцилиндров
(давление воздуха 0,7 МПа)
Мощность пневмоцилиндра Расход воздуха на единицу мощности
Л.С. кВт м3/мин/1 л.с. м3/мин/1 кВт
До 0,5 До 0,37 1,3-1,25 1,77-1,7
0,5-1,0 0,37-0,74 1,25-1,15 1,7-1,56
1,0-1,5 0,74-1,1 1,15-1,10 1,56-1,5
1,5-3,0 1,1-2,2 1,10-0,7 1,5-0,95
>3,0 >2,2 0,75-0,6 1,0-0,82
Ориентировочный расход воздуха на 1 кВт мощности пнев-
моцилиндров приведен в табл. 3.1. Для шиберного двигателя рас-
четный расход воздуха можно определить по формуле
(3.5)
где е = (Оц - d)J2 - эксцентриситет двигателя, м; - внутренний
диаметр цилиндра, м; d, I - диаметр и длина ротора, соответст-
венно, м; Z - число пластин; S - их толщина, м; со - угловая ско-
рость ротора, 1/с.
Более подробные сведения по расчету расхода воздуха пнев-
модвигателями имеются в литературе [3, 36] (табл. 3.1).
Расчетный массовый расход воздуха струйным пневмоприем-
ником при давлении в магистрали рм не менее 0,2 МПа или не бо-
лее критического перепада давления д/рм < 0,526 определяется
по формуле
9 = 0,686-ц-/Л/рм р„, кг/с, (3.6)
где / - наиболее узкое сечение отверстия (сопла), м2; р =
= 0,7-0,9 - коэффициент расхода; рм - плотность воздуха в ма-
гистрали, кг/м3.
Расход воздуха на дутье в доменном и мартеновском произ-
водстве, для различных смесителей и барботеров и др. чаще все-
го определяется через удельный расход на единицу продукции
или на каждую операцию обслуживаемого процесса:
q = ^уд'^п, м3/год, или м3/с,
(3.7)
158
где Мп годовой выпуск продукции в соответствующих едини-
цах или общее число операций в единицу времени, например, с;
1с - средний удельный расход воздуха на единицу продукции
(мУед. продукции) или операцию (м3/операцию).
В условиях эксплуатации пневмоприемник работает толь-
ко часть времени (рабочее время т0), часть простаивает для
производства вспомогательных операций подключенный к ма-
гистрали (вспомогательное время твсп) и часть времени отклю-
ченный от магистрали (время простоя Тпр). Сумма рабочего и
вспомогательного времени будет оперативным временем топ =
= т0 + твсп, а календарное время за учетный период составит
тк = топ + тпр. Отношение оперативного времени к календарно-
му называется коэффициентом использования пневмоприем-
ника к„сп топ/тк.
Каждому периоду времени соответствует свой расход возду-
ха: в рабочее время он колеблется от некоторого среднего зна-
чения qcp до максимального <7тах. В течение вспомогательного
времени имеет место непроизводительный расход воздуха - это
перетекания и утечки в пневмомеханизме и подводящем возду-
хопроводе; за время простоя расход воздуха снижается до 1—3 %
от дср, что соответствует потерям в магистрали. На соотношение
полезных и непроизводительных расходов влияют организация
рабочего процесса, состояние пневмомеханизмов и магистрали
и, главное, наличие автоматических запорных устройств и свое-
временное перекрытие ими магистрали. Часто магистрали не пе-
рекрываются в течение длительных простоев пневмооборудова-
ния, в результате чего за определенное календарное время (сме-
на, сутки) распределение полезных и непроизводительных рас-
ходов меняется; непроизводительные расходы воздуха вместо
20-30 % от общего расхода за все календарное время достигают
50 % и более.
Для практических расчетов можно воспользоваться средни-
ми значениями расхода сжатого воздуха для ряда потребителей,
приведенными в табл. 3.2, 3.3. Расчетный средний расход связан
с максимальным расходом соотношением q^ = ^HCn-^max.
159
Таблица 3.2
Средний расход воздуха и коэффициент использования
для различных пневмоириемников
Пневмоприемник Характеристика р, МПа q<^ м’/мин
Ковочные и штамповоч- ные молоты Усилие, Ю’Н 0,5 10 0,65-0,75
1,5 3,0 0,63-0,9 20 30 0,6-0,7 0,6-0,7
Прессы 5,0 10,0 15.0 0,63-1,2 40 55 65 0,2 0,5-0,65 0,4-0,5 0,4-0,5 0,8
Пневмоподъемннки Грузоподъ- емность, 10^ 1,0 2,0 0,63 м3 на 1 м подъема 0,3-0,35 0,6-0,7 0,04-0,4
Молоткн рубильные Молотки клепальные 5,0 ИИ-4126 МР-22 0,63 1,5-1,8 1,0-1,4 0,4-0,5
И П-4009 0,5 2,0 0,3-0,45
Пиевмотрамбовки тпвз ТПВ5 0,63 0,3 0,4 0,2-0,4
Пневмомоторы ИП4503 Мощность, кВт <0,37 0,37-0,74 0,63 0,1 м3/мин на 1 кВт 1,7-1,77 1,56-1,7 0,1-0,9
Пнсвмоножинцы 0,75-1,1 1,2-2,2 >2,2 ИП5405 0,63 1,5-1,56 0,95-1,5 0,8-0,95 0.8 0,4-0,8
Сверлильные машины Наибольший диаметр свер- ления, мм 8 0,5-0,63 0,5-0,8 0,5-0,6
Шлифовальные машины 13 22 ИП2014 ИП2020 0,63 0,7-1,0 0,9-1,7 1,9 0,82 0,5-0,6 0,3-0,5 0,4-0,6
Пневмодрели ИП2106 ИП2203 ИП1009 КП 1027 0,63 1,8 1,6 0,72 0,7 0,5-0,6
Отрезная машинка ИП1016 АТ0032 0,63 2,0 0,3 0.2-0.4
АТОЗ 18
Таблица 3.3
Средний расход воздуха и коэффициент использования
для некоторых лневмоприемников (струйная техника)
Пневмоприемиик Характеристика р.МПа ?ср, М’/МИН
Пескоструйные машины Диаметр сопла, мм 6-10 0,3-0,6 0,2-1,2 0,4-0,8
Обдувочные сопла Диаметр сопла, мм 1,О/1,5/2,О 0,6 0.6/0,14/0,24 0,1-0,2
Пнстолет-краскораспы- литель Диаметр форсунки, мм 0,5 0,2 0,04
1,5 0,35 0,11-0,15 0,5-0,8
2,0 3,0 0,55 0,6 0,18-0,27 0,23-0,32
16.3. РАСХОДНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПНЕВМАТИЧЕСКИХ
УСТРОЙСТВ
Система из пневмоприемника, направляющей пневмоаппара-
туры, маслораспылителей, осушителей, шумоглушителей, тру-
бопроводов, а также запорной аппаратуры составляет пневмати-
ческое устройство.
Расходная характеристика проточного пневматического уст-
ройства определяет количество (массу или объем) воздуха, про-
ходящего через него в единицу времени в зависимости от вели-
чины и соотношения давлений на входе и выходе устройства.
Расходная характеристика пневмоустройств является одним из
основных параметров, характеризующих расход воздуха, быст-
родействие механизма и потери давления в пневмоустройстве.
Расходные характеристики задаются:
- величиной расхода при определенных величинах давления
на входе и перепада на устройстве;
- графиком, выражающим зависимость расхода от перепада
давления при определенном его значении на входе или серией
графиков для различных значений на входе;
- параметром, характеризующим гидравлическое сопротив-
ление устройства.
В качестве параметра, задающего расходную характеристи-
ку по последнему способу, применяются пропускная способность
kv и эффективная площадь/э. Эти два параметра, в общем, рав-
ноценны, хотя и имеют различный физический смысл. Эффек-
тивная площадь представляет собой произведение геометричес-
161
кой площади проходного канала /0 на коэффициент расхода ц,
т. е./э = р/о- Если пропускная способность kv имеет размерность
м3, а эффективная площадь/э измеряется в метрах квадратных,
то соотношение между ними равно
^ = 5104/3-
Пропускную способность проточных пневмоустройств опре-
деляют двумя способами: проливкой водой или продувкой сжа-
тым воздухом в соответствии с ГОСТ 14768-69.
Объемный расход воздуха, приведенный к нормальным усло-
виям по ГОСТ 12449-80, и при допущении, что температура на вхо-
де в устройство равна 293 К (20 °C), определяется по величине про-
пускной способности для надкритического режима истечения
q = 2S9-kv-pu/2,
где рм - давление сжатого воздуха на входе, МПа.
Пропускная способность цепи kv, состоящей из п проточных
устройств (участков), каждое из которых характеризуется про-
пускной способностью kvl (i = 1,2, 3,..., п), определяется:
при параллельном соединении
= ^vl + + • - - + ^vn
и при последовательном соединении
_I__ 1 1 1
к2 к2 + к2 +' + к2 '
Kv rl %2 vn
Расходная характеристика точнее определяет расход сжато-
го воздуха через пневматическое устройство, чем, например,
расчет расхода воздуха по формулам (3.1)-(3.5), в которых не
учитывается пропускная способность подводящих трубопрово-
дов с элементами пневмоаппаратуры, влияние противодавления
в рабочей полости пневмомеханизма и другие факторы.
В методиках по расчету расходных характеристик [37] расход
воздуха через пневматическое устройство определяется по фор-
муле до критического истечения газа (1.20):
7 7, Г1
т = ----— В* — р * , кг/с,
V к -1 vt I j
162
Таблица 3.4
Влияние длины и диаметра шланга на пропускную способность
при падении давления от 0,6 до 0,5 МПа
Ном. диаметр шланга, мм Расход qn при длине 1 м, л/мнн Расход qr при длине 5 м, л/мин
2,1 56 25
2,6 97 45
4,0 290 137
5,7 700 345
7,0 1150 590
8,0 1580 835
11,0 3340 1892
где р. - общий коэффициент расхода пневматического устройст-
ва, зависящий от гидравлического сопротивления подводящих
воздухопроводов и сопротивления элементов пневмосистемы;
Р = Р/Р\ ~ относительное давление, учитывающее противодавле-
ние р в полости пневмомеханизма из-за усилий, приложенных к
поршню, включая его массу и силу трения.
Два фактора - длина подводящего трубопровода, а в совре-
менных пневмосистемах длина шланга и его внутренний диаметр
оказывают большее влияние на расход воздуха через пневмати-
ческую систему, а также на скорость работы пневмопривода,
чем это предполагается в расходных характеристиках. В
табл. 3.4 показано, насколько повышается номинальный расход
с ростом диаметра шланга и насколько он падает с увеличением
длины. Пятикратное увеличение длины шланга приводит к паде-
нию расхода примерно вдвое при том же диаметре. Эти данные
не учитывают изгибы шланга, наличие в нем соединений и дру-
гих местных сопротивлений, которые также дают отрицатель-
ный эффект. Их обязательно нужно учитывать при проектиро-
вании пневмосистемы и монтаже шлангов или подводящих тру-
бопроводов, вводя эквивалентную длину (см. подробнее часть 5).
Немаловажным фактором для быстродействующих пневмо-
систем является время подачи воздуха. Под этим временем пони-
мается время, необходимое для заполнения пустого трубопрово-
да до требуемого уровня давления. На рис. 3.23 показана зависи-
мость времени заполнения шлангов разной длины и с разным
внутренним диаметром до давления 0,5 МПа. Видно, что с увели-
чением длины шланга время его заполнения растет экспоненци-
ально.
163
Рис. 3.23. Зависимость времени
подачи воздуха в пустой трубо-
провод (шланг) от его длины и
внутреннего диаметра
Рассмотрим пример-.
давление в цилиндре под на-
грузкой составляет от 0,4 до
0,5 МПа. По рис. 3.23 полу-
чаем, что при длине шланга
5 м будет задержка начала
движения поршня на 60 мс (см. точку 7). Но если длину шланга
между цилиндром и распределителем сделать 1 м, то задержка со-
ставит только 5 мс (см. точку 2), т. е. в 12 раз быстрее! На рис. 3.24
показана пневмосистема с оптимальной конфигурацией шлангов
(на переднем плане) с одними и теми же элементами, что и тради-
ционная пневмосистема (на заднем плане). В оптимальной пнев-
мосистеме скорость срабатывания пневмопривода на 150 % выше,
чем в традиционной пневмосистеме (рис. 3.24).
В числовом примере, приведенном в [37], рассмотрено пнев-
матическое устройство (рис. 3.25) со следующими условиями ра-
боты: ру = 0,1 МПа; диаметр поршня Dn = 90 мм; сила, приложен-
ная к поршню, F = 500 Н; эквивалентная шероховатость труб
Д = 0,01 мм; коэффициент сопротивления воздухораспределите-
ля к= 17,1.
Далее по специальной методике определен коэффициент
расхода пневматического устройства р = 0,24; абсолютное дав-
ление в полости цилиндра:
р = р0 + F//n = 0,1 + 500/0,785-0,092 = 0,1786 МПа,
- атмосферное давление
0,1 МПа; относительное
давление р = 0,1786/0,5 =
= 0,357; расход сжатого
воздуха т = 0,0208 кг/с;
средняя скорость переме-
щения поршня с„ = 1,58 м/с.
Если продолжить рас-
чет для определения расхо-
Рис. 3.24. Конфигурация подводя-
щих шлангов к пневмоцилиндрам
164
Рис. 3.25. Схема пиевмоустройства
да воздуха пневмоцилиндром
одностороннего действия по
формуле (3.1) для скорости
поршня сп = 1,58 м/с и тех же
условий, то получим
71 г»2 Рм сп 63,6-104-5,95 1,58
q~ — D — —-----------------------—
4 п р0 2 2-1,205
= 2,48-10-2, м3/с,
ИЛИ
т = 2,48-10-2-1,205 = 0,03 кг/с.
Таким образом, расчет расхода воздуха пневмодвигателем
без учета сопротивления подающей магистрали и противодавле-
ния в рабочей полости цилиндра дает погрешность более 50 %.
16.4. РАСХОД ВОЗДУХА ГРУППОЙ ПНЕВМОПРИЕМНИКОВ
Групповой одновременный расход воздуха всеми потребите-
лями участка дает возможность определить необходимый диа-
метр воздухопровода, а всеми участками - производительность
компрессорной станции.
Максимальный расход сжатого воздуха группой однотипных
пневмоприемников, работающих от сети участка (цеха), опреде-
ляется по формуле
Qi max — ^Г^тпах»
где т, — число однотипных пневмоприемников с максимальным
расходом q^-
Средний расход в этом случае определяется по аналогичной
формуле:
<licp = *biW9q>,
где ко, - коэффициент одновременности, который определяет
снижение потребления из-за оперативных отключений одинако-
вых пневмоприемников (табл. 3.5).
165
Таблица 3.5
Коэффициент одновременности kOi
Число потребителей к» Число потребителей ^0, Число потребителей Ли
1 1 6 0,80 11 0,69
2 0,94 7 0,77 12 0,68
3 0,89 8 0,75 13 0,67
4 0,86 9 0,73 14 0,66
5 0,83 10 0,71 > 15 0,65
Максимальный расход сжатого воздуха участком или цехом
определяется как сумма максимальных расходов групп пневмо-
приемников, имеющихся на данном участке (цехе):
’ max / 14i max
i-1
Аналогично определяется средний расход воздуха
i=n
К:р — ^.Фср’
1=1
По максимальному расходу рассчитывается подводящий к
участку (цеху) магистральный воздухопровод, а средний расход
является основой для сравнения с действительным потреблени-
ем и для выводов о рациональной эксплуатации цеховой пневмо-
системы. Сумма максимальных расходов всех цехов и участков
предприятия определяет максимальный расход воздуха, по кото-
рому рассчитывается максимальная нагрузка компрессорной
станции:
ц=я
VKC = к к V Vм
'max max Лут / , max’
Ц=1
где - коэффициент, учитывающий утечки в цеховых
( Ц=Л \ ( 1 А
8 -10 % от и межцеховых 1 - 2 % от Ц£ах воздухо-
\ Ц=1 ) к Ц=1 /
проводах, или в целом к^ = 1,09-1,12.
166
Таблица 3.6
Перечень подключенных пневмоприемников
Пкевмопрпемннк Номинальный расход, мУмин Давление. МПа
На единицу Всего
Участо! прессов
Пресс 8 0,2 1,6 0,80
Штамповочный молот 4 10 40 0,75
Устройство продувки, 0 2 мм 2 0,24 0,48 0,6
П невмоинструмент 4 0,7 2,8 0,63
Участок заготовки
Пневмоподъемник 4 0,7 2,8 0,63
Молоток рубильный 6 1,4 8,4 0,63
П исвмоножницы 6 0,8 4,8 0,63
Отрезная машинка 4 0,3 1,2 0,60
Шлифмашинка 8 1,8 14,4 0,63
Устройство обдувки 0 2 мм 4 0,24 0,96 0,60
Пневмоииструмент 10 0,7 7,0 0,63
Участок струйной обработки изделий
Пескоструйная машина, 0 8 мм 6 1,0 6,0 0,5
Обдувочные сопла, 0 2 мм 4 0,24 0,96 0,6
Пневмоинструмент 4 0,7 2,8 0,63
Пистолет-краскораспылитель, 0 2 мм 6 0,25 1,5 0,55
Рассмотрим пример расчета расхода воздуха цехом, в кото-
ром планируется разместить три участка потребления: участок
прессов, заготовки и струйной обработки металла. Здесь можно
придерживаться следующей процедуры расчета.
1. Определяются номенклатура пневмоприемников, согласно
технологической схеме размещения основного оборудования, и
их основные параметры по техническому паспорту: рабочее дав-
ление, объемный расход и требования к качеству сжатого возду-
ха по ГОСТ 17433-80 или по стандарту ISO 8573-1.
В случае отсутствия технических данных необходимо напря-
мую связаться с поставщиком пневмооборудования или восполь-
зоваться различными каталогами, или, наконец, для предвари-
тельной оценки сведениями из табл. 3.2, 3.3.
Полученные технические параметры (рабочее давление,
объемный расход пневмоприемником при 100 % времени его
эксплуатации), заносим в табл. 3.6.
167
Таблица 3.7
Расчетная потребность в сжатом воздухе
Пневмоприемник Макси- мальный (номиналь- ный) рас- ход, м’/мин Коэффи- циент ис- пользова- ния, км Коэффици- ент одно- временное- Средний расход, м’/мин Даале- нис, МПа
У часток п оессов
Прессы 1,6 0,8 0,75 0,96 0,8
Штамповочные молоты 40 0,7 0,86 24,08 0,75
Устройства продувки 0,48 0,15 0,94 0,07 0,6
Пневмоинструмент 2,8 0.4 0.86 0,96 0,63
Итого: + 5 % износ 47,12 27,37 0.8
Участок заготовки
Пневмоподъемник 2,8 0,1 0,86 0,24 0,63
Молоток рубильный 8,4 0,5 0,8 3,36 0,63
Пневмон ожницы 4,8 0,6 0,8 2,3 0,63
Отрезная машинка 1,2 0,3 0,86 0,31 0,60
Шлифмашинка 14,4 0,6 0,75 6,48 0,63
Устройство обдувкн 0 2 мм 0,96 0,2 0,86 0,17 0,63
Пневмоинструмент 7,0 0,4 0,71 2,0 0,63
Итого: + 5 % износ 41,54 15,6 0,63
Участок струйной обработки изделий
Пескоструйная машина 6,0 0.5 0,80 2,4 0,5
Обдувочные сопла 0,96 0,3 0,86 0,25 0,6
Пневмоинструмент 2,8 0,4 0,86 0,96 0,63
Пистолет-краскораспылитель 1,5 0,5 0,80 0,6 0,55
Итого: + 5 % износ 11,26 4,42 0,63
2. Определяются расчетные максимальные и средние расхо-
ды сжатого воздуха однотипными пневмоприемниками по участ-
кам цеха (если технологическая линия одна - то по всему цеху)
(табл. 3.7). Полученные значения суммарных расходов увеличи-
ваются на 5-10 %, чем учитывается рост потребления сжатого
воздуха пневмоприемником вследствие его износа.
3. На завершающем этапе пневмоприемники объединяются
по одинаковому классу качества сжатого воздуха (см.подробнее
табл. 6.1).
После завершения всех подготовительных расчетов произво-
дится технико-экономический анализ по вариантам выработки
168
сжатого воздуха для цеха (автономное или централизованное
воздухоснабжение), обработки сжатого воздуха по требуемому
классу качества и прокладки магистральных или цеховых возду-
хопроводов. Рекомендации по выбору компрессора общего на-
значения рассмотрены в части 6.
16.5. МОЩНОСТЬ ПНЕВМОДВИГАТЕЛЕЙ
Теоретическая мощность пневмодвигателя определяется по
формуле:
No = т-1о,
(3.8)
где т - массовый расход воздуха двигателем, кг/с; /0—работа рас-
ширения воздуха от начального давлениярг до полного расшире-
ния - давления р2, Дж/кг.
Работа расширения идеального газа изображается площадью
1234561 (рис. 3.26) и зависит от процесса расширения 1-2:
при изотермическом расширении воздуха
<о = («з=Р1«1*ДР1/Р2. (3.9)
при политропном расширении
1 1 п
4>='„ =----гРгЧ
п-1
(3.10)
где V] - начальный удельный объем воздуха, м3/кг; п - показа-
тель политропы расширения.
На рис. 3.26 показана инди-
каторная диаграмма пневмо-
двигателя с идеализированны-
ми процессами, в котором на-
полнение цилиндра происходит
при постоянном давлении рм,
Рис. 3.26. Идеаллизированиая (123456) и
действительная (заштрихованы) инди-
каторные диаграммы пневмодвигателя
169
равном магистральному, а выпуск - при атмосферном давле-
нии р0.
На участке 6-1 путем перемещения поршня цилиндр наполня-
ется сжатым воздухом; в точке 1 питание прекращается, и начина-
ется процесс расширения воздуха (кривая 1-2 соответствует рас-
ширению по политропе, а кривая 7-2’ - расширению по изотерме);
в точке 2 (или 2') цилиндр соединяется с атмосферой, и давление
мгновенно падает до атмосферного р0 (точка 5), при котором и вы-
тесняется воздух из цилиндра; в точке 4 цилиндр отсоединяется от
атмосферы, и оставшийся в нем воздух сжимается до давления в
точке 5, где вновь соединяется с магистралью, и давление мгновен-
но повышается до давления рм; далее процесс повторяется.
Работа пневмо двигателя может протекать и при полном рас-
ширении воздуха до давления, близкого к атмосферному, однако
в реальных машинах применяется частичное расширение, так
как полное ведет к увеличению размеров машины и вследствие
значительного понижения температуры - к обмерзанию вы-
хлопных каналов.
Действительные процессы отличаются от идеализирован-
ных. Например, кривая давления наполнения ниже идеализиро-
ванной 6-1 из-за падения давления во впускных окнах и не стро-
го параллельна оси абсцисс, а наклонена к ней (на рис. 3.26 изо-
бражена штриховой линией). Кроме того, по ходу поршня она
колеблется. Изменение давления при заполнении цилиндра, а
также понижение его при выпуске происходит не мгновенно, а в
течение времени, которое зависит от многих факторов, в том
числе от объема вредного пространства.
Идеализированная индикаторная диаграмма дает верхнюю
границу эффективности пневмодвигателя (его максимальную
работу) без учета потерь сжатого воздуха. Отношение площади
фактической индикаторной диаграммы к площади идеализиро-
ванной характеризует качество пневмодвигателя и называется
коэффициентом полноты индикаторной диаграммы. Развивае-
мая двигателем действительная мощность называется индика-
торной N-; индикаторная диаграмма записывается при испыта-
ниях специальным прибором индикатором.
На шток или вал двигателя передается эффективная мощ-
ность Ne, которая меньше индикаторной на величину механичес-
ких потерь на трение в цилиндре, подшипниках и т. д. Отноше-
ние эффективной мощности к теоретической называется эф-
фективным кпд двигателя:
170
ne = wt/w0; n, =77-77-=П 'Пмо..
N0 Ni
где Tj, = NJNq - индикаторный кпд, Т)мех = /V/ty - механический.
Утечка воздуха в полости цилиндра увеличивает его расход
для получения необходимой мощности. Превышение расхода
воздуха над теоретическим определяется коэффициентом его
использования в двигателе Т]исп, который равен 0,75-0,9. Как по-
казывают эксплуатационные испытания пневмодвигателей,
средние значения T]f = 0,5, цмех = 0,8 и эффективный кпд Т]е =
= 0,3-0,36.
При засорении пневмораспределителей, узких проходов тру-
бопроводов продуктами коррозии, возникающими при транс-
порте влажного воздуха, увеличивается гидравлическое сопро-
тивление пневмосистемы. Отсутствие в осушенном воздухе сма-
зочного масла вызывает в свою очередь повышенный износ уп-
лотнений поршня и штока. Названные причины нередко снижа-
ют эффективный кпд пневмодвигателя до величины 0,2-0,25.
Поэтому пневмоинструменты (пневмодрели, пневмомолотки,
пневмошлифовальные машинки и др.), несмотря на конструк-
тивную простоту и безопасность в эксплуатации, должны заме-
няться на электроинструменты как более эффективные по сред-
нему кпд двигателя (табл. 3.8).
Таблица 3.8
Сравнительные характеристики электро- и пнсвмоипструмента
Показатель Электроинструмент Пневмоинструмент
Вращательный Ударный Вращательный Ударный
Сравнительная масса инст- румента одинаковой мощ- ности и назначения, % 100 100 70-80 50-60
Средний кпд инструмента 0,7-0,9 0,4-0,5 0,3-0,35 0,3-0,4
Чувствительность к пере- При перегрузках выхо- Прн перегрузках оста-
[грузкам дит нз строя навливается без поломок
171
Глава 17. МОНТАЖ И ЭКСПЛУАТАЦИЯ
ПНЕВМАТИЧЕСКИХ УСТРОЙСТВ И СИСТЕМ
17.1. МОНТАЖ ПНЕВМОУСТРОЙСТВ
При монтаже пневматических систем и устройств должны
быть предусмотрены меры, исключающие возможность по-
вреждения устройств и обеспечивающие защиту от внесения за-
грязнений во внутренние полости. Места установки устройств
должны быть доступны для обслуживания в процессе эксплуата-
ции. Монтировать пневмоустройства необходимо таким обра-
зом, чтобы направление движения потока совпадало с направле-
нием стрелок на устройствах.
Монтаж пневматических цилиндров рекомендуется произ-
водить вниз отверстиями для подвода воздуха во избежание сбо-
ра конденсата в полостях цилиндра.
В целях предохранения нерабочей полости пневмоцилиндров
одностороннего действия от попадания в нее загрязнений из окру-
жающей среды в отверстии, соединяющем эту полость с атмосфе-
рой, необходимо устанавливать фильтры (сапуны). По окончании
монтажа проверяют соответствие крайних положений поршня ци-
линдра конечному положению ведомого механизма, при этом для
исключения ударов поршня о крышку величину рабочего хода сле-
дует принимать меньше, чем величина полного хода цилиндра.
Если места установки распределителей не регламентирова-
ны, то их следует устанавливать как можно ближе к управляемо-
му объекту, что позволит сократить потери сжатого воздуха и
повысить быстродействие привода. Пневмораспределители с ме-
ханическим управлением рекомендуется устанавливать приво-
дом вниз, что значительно уменьшает возможность попадания
загрязнений в приводной механизм и, следовательно, увеличива-
ет его надежность.
Пневмоклапаны быстрого выхлопа устанавливаются как
можно ближе к цилиндру. При этом эффективность их примене-
ния зависит от соотношения объемов выхлопной полости и со-
кращаемой части выхлопной линии, конструкции клапана и т. д.
Монтаж трубопроводов должен обеспечивать прочность и
плотность труб, их соединений между собой и присоединений к ар-
матуре и устройствам; надежность их закрепления на опорных
конструкциях; возможность удаления влаги, продувки их и про-
мывки. Трубопроводы следует прокладывать по кратчайшим рас-
172
стояниям между соединяемыми устройствами и машинами, с мини-
мальным количеством разъемных соединений перегибов и пересе-
чений, в местах, доступных для обслуживания, где отсутствуют
резкие колебания температуры окружающего воздуха. Трубопро-
воды, как правило, прокладывают на расстоянии 25-30 мм от стен
перекрытий. Одиночные трубные проводки, кроме алюминиевых
труб, из нержавеющей стали и пластмассовых, допускается про-
кладывать непосредственно по стальным, бетонным и кирпичным
поверхностям с креплением скобами или хомутами.
В целях более равномерного воздухоснабжения потребителей
магистральные межцеховой и цеховой трубопроводы следует за-
кольцевать. Это уменьшает потери энергии на гидравлическое со-
противление и позволяет производить ремонт и обслуживание
участков трубопроводов без отключения всей системы. При ук-
ладке трубопроводов не допускается образование впадин, что
приводит к скоплению воды, масла и грязи. Если образования впа-
дин избежать нельзя, то в наиболее низких местах следует уста-
навливать устройства для улавливания и удаления загрязнений.
Чтобы не было обводнения и засорения, магистральные тру-
бопроводы следует укладывать с уклоном 0,003-0,005 в направ-
лении движения воздуха. Отводы из магистрального трубопро-
вода рекомендуется располагать сверху, что значительно умень-
шает возможность попадания конденсата к потребителю.
Пример монтажа пневматической сети приведен на рис. 3.27.
При монтаже на трубопроводах задвижек, клапанов и других ус-
173
Таблица 3.9
Расстояния между местами крепления трубопроводов
Вид трубопровода Наружный диа- метр, мм Расстояние между креплениями, м
на горизонталь- ных участках на вертикальных участках
Стальные и винилпластовые До 20 1,5 2,0
Стальные От 20 до 60 2,5-40 3,5-5,0
Из цветных металлов До 25 1,0 1,5
Одиночные пластмассовые трубы До Ю 0,3 0,5
или пучки из них > 10
До 25 0,5 0,8
>25
До 40 0,7 U
>40 1,о 1,5
Пиевмокабели До 30 0,5 1,0
>30 0,7 1,2
тройств возле них необходимо устанавливать опоры (скобы,
кронштейны). Рекомендуемые расстояния между местами креп-
ления трубопроводов приведены в табл. 3.9.
При прокладке трубных проводок необходимо учитывать
возможные температурные изменения длины проводок, если ко-
лебания температуры из-за окружающей и заполняющей трубо-
провод среды превышают для стальных труб 30 °C, для медных
- 20 °C, иначе температурные колебания могут привести к воз-
никновению в трубопроводах чрезмерных напряжений.
Основным элементом, самокомпенсирующим температур-
ные изменения трубных проводок, является поворот труб. При
монтаже гибких рукавов необходимо учитывать, что они могут
работать только на изгиб, работа рукавов на скручивание не до-
пускается.
17.2. ЭКСПЛУАТАЦИЯ ПНЕВМАТИЧЕСКИХ УСТРОЙСТВ
И СИСТЕМ
В процессе эксплуатации пневматической системы под воз-
действием различных факторов происходит разрегулировка па-
раметров, исчерпываются расходуемые материалы, стареют или
отказывают отдельные элементы системы, в результате чего
снижается ее качество или вообще прекращается функциониро-
вание. Для поддержания пневматической системы в рабочем со-
174
стоянии проводят техническое обслуживание, профилактичес-
кие работы, плановые и аварийные ремонты.
При эксплуатации необходимо обеспечить своевременное
удаление загрязнений (конденсата) из резервуаров очистных
устройств, чтобы не допускать их заполнения сверх допустимо-
го уровня и попадания загрязнений к потребителю. Слив кон-
денсата следует производить: из устройств очистки с визуаль-
ным контролем уровня конденсата по достижении допустимого
уровня; из устройств без визуального контроля автоматически
или по графику, составленному на основании опытных или рас-
четных данных исходя из наибольшей возможной влажности
воздуха.
В зарубежной практике широко применяются различные по
принципу действия автоматические конденсатоотводчики
(рис. 3.28). К сожалению, в российских пневмосистемах нередко
можно наблюдать сброс конденсата вместе с воздухом через дре-
нажный воздухопровод, причем такой «конденсатоотводчик»
может работать сутками. Отсюда н непроизводственные утечки
сжатого воздуха, достигающие 30 % и более.
Периодическому обслуживанию (промывке, регенерации)
следует подвергать очистители и фильтрующие элементы. Вы-
бор способа регенерации определяют из условий работы очист-
ного устройства, его технических данных и характера загрязне-
ний. Периодически необходимо также проверять наличие, со-
стояние и исправность фильтров, сапунов, защитных оболочек и
т. д., предохраняющих полости пневмоустройств от попадания
загрязнений из окружающей среды.
Техническое обслуживание устройств для подачи смазочного
материала к трущимся парам пневматических устройств направ-
лено на своевременное восполнение рекомендуемых смазочных
материалов и подачу к трущимся поверхностям с помощью уст-
ройств с ручным управлением. Периодически следует промы-
вать или очищать прозрачные детали устройств для внесения
смазки, чтобы визуально определять наличие и качественное со-
стояние смазочного материала.
Расход смазочных материалов зависит от конструктивных
параметров и материалов трущихся пар, а также режимов и ус-
ловий их работы (частоты включения, температуры и др.). По-
дачу смазочных материалов рекомендуется принимать: масло-
распылителями из расчета 2-4, смазочными питателями 1-2,5
капель минерального масла на 1 м3 воздуха, поступающего в
175
Рис. 3.28. Конденсатоотводчики «Camozzb
пневматическую систему и приведенного к нормальным услови-
ям по ГОСТ 12449-80.
Расход пластичных смазочных материалов зависит от перио-
дичности смазывания пневматического устройства. При качест-
венной очистке сжатого воздуха от влаги в жидком состоянии
период между внесением пластичного смазочного материала
обычно составляет 5000-50 000 включений устройства.
В процессе эксплуатации происходит загрязнение внутрен-
них поверхностей трубопроводов. При внесении в сжатый воздух
масла для смазки пневматических устройств часть его оседает на
стенках трубопроводов, причем из нагретого масла испаряются
летучие компоненты, в результате чего образуется слой карбо-
низированных коксообразных отложений-нагаров. Нераствори-
мые в масле гудронообразные продукты окисления, смешиваясь
с окислами железа (продуктами коррозии стенок трубопровода)
и пылью, поступающей из атмосферы, образуют гудронообраз-
ные отложения в трубопроводе.
Очистку трубопроводов можно производить продувкой сжа-
тым воздухом и промывкой водой химическим способом при
скорости движения воздуха 15-20 м/с. Этот способ дает удовле-
творительные результаты при очистке труб от обычных загряз-
нений, но не позволяет полностью удалить из трубы наплывы,
ржавчину и окалину. Проверка качества и степени очистки осу-
ществляется визуально (путем просмотра на свет) или по чисто-
те выходящих из трубы потоков воды или воздуха. В последнем
случае на выходе из трубы ставят лист чистого картона или фа-
неры и по следам загрязнений определяют качество очистки. По
окончании промывки трубопровод следует продувать сжатым
воздухом не менее 10 мин. Более эффективна промывка возду-
хопроводов растворами синтетических поверхностно-активных
моющих средств. К ним относятся неионогенные (ОП-7, ОП-Ю)
и анионогенные (сульфанол технический, ДС, азолят) вещества.
В эластичных пластмассовых трубопроводах и шлангах сле-
дует проверять отсутствие перегибов и нарушений целостности,
отсутствие касания трубопроводов, соединенных с подвижными
частями машин, о неподвижные детали и др. При нарушении ра-
ботоспособности эластичные трубопроводы заменяют.
Техническое обслуживание пневмоаппаратуры и пневмодви-
гателей сводится в основном к обеспечению требуемой подго-
товки сжатого воздуха (о чем сказано выше) и контролю их ра-
боты.
177
В распределительной аппаратуре необходимо проверять чет-
кость переключения, отсутствие заеданий при ручном и механи-
ческом управлении, а также нарушений в цикле, герметичность
и прочность соединений и мест крепления устройств и деталей.
По опыту зарубежных фирм в процессе эксплуатации техничес-
кое обслуживание целесообразно организовать в виде ежеднев-
ных и периодических осмотров.
Ежедневные осмотры проводят в начале смены во время
включения пневмосистемы в работу (порядка 5 мин) и в конце
смены во время уборки и очистки оборудования. Осмотры про-
водят по специальной программе, в которой указаны содержа-
ние и методика проведения работ, причем почти все пункты сво-
дятся к простому визуальному контролю.
Приведем примерный перечень работ, проводимых при еже-
дневных осмотрах.
1- Выявление ежедневных изменений, бросающихся в глаза,
например контроль количества конденсата в фильтре-влагоот-
делителе и масла в маслораспылителе и др.
2. Обнаружение четко видимых признаков состояния пневмо-
механизмов, например последовательности отработки цикла, ско-
рости движения отдельных штоков цилиндров и др., определяемых
визуально, по индикаторам или другим контрольным приборам.
3. Определение признаков, которые могут быть различимы
по характеру работы, например шума выхлопа или шума друго-
го происхождения, ударов и др.
Результаты ежедневных осмотров фиксируют в перечнях ос-
мотров, и данные о выявленных отклонениях и принятых мерах
по их устранению (если таковые принимались) доводят до сведе-
ния соответствующих служб. Эти данные используют при разра-
ботке графиков периодических осмотров, ведомостей запасных
частей и др.
Периодические осмотры можно проводить 1 раз в 3 месяца, в
6 месяцев, в год в зависимости от вида устройств, характера ра-
боты отдельных деталей и условий эксплуатации.
Примерный перечень операций при проведении периодичес-
ких осмотров следующий:
1. Проверка функционирования пневмодвигателей и других
устройств.
2. Определение наличия утечки.
3. Проверка исправности электропроводки к пневмоустрой-
ствам с электрическим управлением.
178
4. Контроль степени загрязненности фильтров, глушителей.
5. Проверка резьбовых соединений.
6. Проведение других работ в соответствии с планами перио-
дических осмотров.
Соответствующие службы на основе информации о резуль-
татах ежедневных и периодических осмотров и данных об изме-
нении коэффициента загрузки оборудования за сутки, месяц и
др. проводят анализ причин простоев и разрабатывают меропри-
ятия по их сокращению.
Периодичность проверки качества сжатого воздуха рекомен-
дуется следующая:
1 раз в 3 месяца - для класса 0 по ГОСТ 17433-80 «Промыш-
ленная чистота. Классы загрязненности сжатого воздуха»; 1 раз
в 6 месяцев для классов 1-7; 9; 11 и 13; 1 раз в год для классов 8;
10; 12 и 14.
Часть четвертая
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Глава 18. МАГИСТРАЛЬНЫЕ И ЦЕХОВЫЕ
ВОЗДУХОПРОВОДЫ
18.1. СЕТИ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Системы подачи и распределения сжатого воздуха являются
наиболее крупным и весьма ответственным комплексом соору-
жений, обеспечивающих транспортирование воздуха к потреби-
телям. Системы подачи воздуха или сети подразделяются на ма-
гистральные (межцеховые) и цеховые.
Воздухопроводная сеть должна удовлетворять следующим
основным требованиям:
а) обеспечивать подачу заданного количества воздуха к мес-
там его потребления под требуемым давлением;
б) обладать достаточной степенью надежности и бесперебой-
ности снабжения воздухом потребителей.
Сеть должна быть запроектирована наиболее экономично, с
наименьшими приведенными затратами на строительство и экс-
плуатацию как ее самой, так и неразрывно связанных с ней в ра-
боте других сооружений — участков, цехов, установок осушки
воздуха и др. Это достигается правильным выбором конфигура-
ции сети, диаметра и материала труб с учетом технико-экономи-
ческих соображений. Первой задачей, которую решают при про-
ектировании сети, является ее трассировка, т. е. придание ей оп-
ределенной геометрической формы в плане. Расположение ли-
ний магистральной сети зависит от размещения отдельных по-
требителей, расположения проездов и проходов на территории
предприятия, формы и размера цехов и др.
В практике воздухоснабжения используют два основных ви-
да магистральных сетей: разветвленные или тупиковые (рис. 4.1,
а) и кольцевые (рис. 4.1, б). Последние представляют собой сис-
тему смежных замкнутых контуров или колец. В отношении на-
180
Рис. 4.1. Разветвленные (а) и кольцевые (б) магистральные сети сжатого воздуха
дежности и обеспечения бесперебойной подачи сжатого воздуха
потребителям эти виды сетей далеко не равноценны. Авария и
выключение на ремонт любого участка разветвленной сети, на-
пример 2-6 или 3-4 (см. рис. 4.1, о), ведут к прекращению пода-
чи воздуха всем потребителям, расположенным ниже места ава-
рии по направлению движения воздуха.
В кольцевой сети при аварии (или выключении) любого ее
участка воздух может быть подан в обход по параллельно распо-
ложенным линиям, например по 4-7,1-2,5-6 (см. рис. 4.1,6). Ма-
гистрали по кольцевой схеме выравнивают давление перед по-
требителями и дают возможность рассредоточить выработку
сжатого воздуха (компрессорные станции) в целях снижения его
расхода по отдельным линиям. Магистрали по кольцевой схеме
принимают одного диаметра, который определяют по расходу в
одном направлении в размере 70 % от общего расхода всех по-
требителей, охватываемых кольцом. Общая протяженность
кольцевой сети всегда больше, чем разветвленной, и поэтому ее
строительная стоимость дороже.
Разветвленные сети могут быть запроектированы в отдель-
ных случаях в небольших по расходу воздуха системах или для
181
тех потребителей, которые допускают перерывы в воздухоснаб-
жении. Кроме того, разветвленные сети часто используют при
воздухоснабжении объектов, расположенных друг от друга на
значительных расстояниях.
Воздухопровод должен иметь минимальные утечки и потери
давления. Применяется надземная (на эстакадах) и подземная (в ка-
налах ниже глубины промерзания грунта) прокладка магистраль-
ных воздухопроводов. Подземная прокладка нежелательна, так
как автоматически образуются зоны, где скапливаются грязь, вода
и масло. Коллектор сжатого воздуха цеховой сети находится на от-
метке выше 3,0 м и соединяется подъемной трубой с подземной ма-
гистралью. В месте соединения этих труб образуется зона сепара-
ции механических частиц и влаги, которые накапливаются в маги-
стральном трубопроводе, увеличивают гидравлическое сопротив-
ление и усложняют эксплуатацию пневмосистемы. Надземные ма-
гистральные воздухопроводы должны укладываться с уклоном не
менее 1:200 в сторону движения воздуха. Рекомендуется укладка
магистральных воздухопроводов рядом с теплопроводами в общей
изоляции, что дает значительную экономию воздуха вследствие
его подогрева и предотвращает выделение влаги.
Внутрицеховые сети сжатого воздуха начинаются от ввода
воздухопровода в цех. При прокладке внутрицеховой сети ис-
пользуется кольцевая схема. В отличие от тупиковой она обес-
печивает более надежное снабжение потребителей сжатым воз-
духом, выравнивает давление в сети, но требует больших расхо-
дов металла.
В отдельных точках магистральных воздухопроводов, а также
воздухопроводов, питающих группы потребителей, рекомендуется
устанавливать фильтр предварительной очистки воздуха. Такой
фильтр еще называют влагомаслоотделителем, хотя он не только
отделяет капельную влагу, но и очищает сжатый воздух от пыли,
ржавчины и других твердых частиц. Фильтр предварительной очи-
стки устанавливается на входе в цех или участок в утепленном ме-
сте, чтобы удаляемая продувкой влага не смогла замерзнуть.
Очистка воздуха на вводе в цеховую сеть позволяет повы-
сить герметичность запорных устройств за счет уменьшения из-
носа уплотняющих поверхностей, особенно это касается запор-
но-регулирующей шаровой арматуры. При этом также умень-
шается износ и повышается точность расходомеров (измери-
тельных диафрагм и других измерительных приборов), особенно
чувствительных к эрозии. Действие таких фильтров основано на
182
Рис. 4.2. Принципиальная схема фильтра пред-
варительной очистки сжатого воздуха:
1 - завихритель; 2 - изогнутый экран; 3 - сборник
конденсата; 4 - отвод конденсата; 5 - щелевой сепаратор
инерционном способе отделения ка-
пель жидкости и твердых частиц, об-
ладающих плотностью, значительно
большей, чем у сжатого воздуха.
Для обеспечения достаточной сте-
пени очистки сжатого воздуха ско-
рость потока лимитируется и характе-
ризуется максимально допустимым пе-
репадом давления на фильтре, как
правило, не более 5 кПа (500 мм в. ст.).
Вне зависимости от схемы и способа
действия фильтра поток в нем должен
быть организован таким образом, что-
бы отсепарированные влага и твердые частицы не увлекались по-
вторно, а удалялись периодической продувкой (рис. 4.2).
Многие компании, производящие компрессорное оборудова-
ние, разрабатывают и элементы систем подготовки воздуха и га-
зов, в частности разнообразные воздушные фильтры для очист-
ки от механических примесей, влагомаслоотделители, осушите-
ли и др. (о фильтрах см. подробнее в части 5).
Узел ввода в цех (рис. 4.3) оборудуется задвижкой, лучше с эле-
ктроприводом, которая отсоединяет цех от магистральной сети.
Если цех потребляет сжатый воздух более низкого давления, то на
вводе устанавливается редукционный клапан. Последний рекомен-
дуется устанавливать в цехе у одного или группы потребителей
сжатого воздуха пониженного давления. При необходимости гаше-
ния пульсаций давления, влияющих на технологический процесс,
можно применять успокоитель с трубками Вентури (рис. 4.4). При
наличии в цехе потребителей с резкими колебаниями расхода пе-
ред ними (или перед вводом) устанавливаются воздухосборники,
типичная конструкция которого показана на рис. 4.5.
Размер воздухосборника или расширительной камеры опреде-
ляют исходя из максимального расхода потребителя. Наибольшее
распространение получила формула объема воздухосборника:
ч6 = 1,б7к, м3.
где Vn - расход воздуха потребителем, м3/мин.
183
3
Рис. 4.3. Узел ввода сжатого воздуха в цех:
/ - фильтр; 2 — расходомер; 3 — цеховой коллектор; 4 — отключающая задвижка; 5 — опускная труба;
б - распределительный коллектор; 7 - водоотводчик
Цеховые воздухопроводы укладываются с уклоном не менее
0,003 в направлении движения воздуха. Отводы к потребителям
присоединяются сверху, что позволяет предотвратить попадание
в пневмоприемник сконденсированной влаги и загрязнений из
сети. В наиболее низких, а значит, и наиболее удаленных от вво-
да участках сети устанавливаются водоотделители в виде не-
больших цилиндрических сосудов, оборудованных в нижней час-
ти спускным краном и конденсатоотводчиком.
Внутрицеховая сеть должна быть разделена на отдельные
ряды, снабженные задвижками с противоположных сторон. Бла-
годаря этому можно отключить отдельные участки (обычно это
трубопровод, проложенный вдоль одного пролета цеха), кото-
рые временно не задействованы.
Следует пересмотреть подход к проектированию и к установ-
ке опускных трубопроводов (их называют «гусаками») от цехо-
вого воздухопровода к потребителям. Опускные трубопроводы.
КГ. nt. д.’.. : г шиичгаи =пх как ПрЭВИЛО, ИМСЮТ НС-
ц 1 большой диаметр — от 15
Рис. 4.4. Успокоитель с трубками
Вентури
184
Рис. 4.5. Воздухосборник
до 25 мм, а сечение импульсных труб
от пневмораспределителя до пнев-
моприемника еще меньше. Сечение
импульсных труб выбирают по сред-
нему расходу воздуха пневмоприем-
ником со скоростью движения пото-
ка 6-10 м/с. Однако у пневмоцилин-
дров расход воздуха резко перемен-
ный от нуля до максимума (в середи-
не хода поршня) и снова до нуля.
При максимальном расходе ско-
рость потока может достигать ISO-
ZOO м/с, вызывая резкое падение
давления. В такие моменты пневмо-
цилиндр теряет свою мощность и за-
медляет ход. Поэтому сечение опу-
скных и импульсных труб следует
делать больше исходя из средней скорости потока в них порядка
2-3 м/с. Распределительный коллектор («гребенка»), устанавли-
ваемый на конце опускной трубы (рис. 4.6), должен иметь объ-
ем, по крайней мере равный или больше объема импульсной ли-
нии с наибольшим расходом, — это поможет сгладить скачки дав-
ления в подводящих трубопроводах.
Рис. 4.6. Распределительный коллектор для пневмоприемников:
I - опускная труба; 2 - распределительный коллектор; 3 - импульсная труба; 4 - дренажная труба
185
18.2. МАТЕРИАЛ И СОЕДИНЕНИЯ ВОЗДУХОПРОВОДОВ
Выбор типа и материала трубопровода зависит от рабочего
давления, температуры и агрессивности окружающей и рабочей
сред, вщр соединений труб, условий гибки и монтажа, массы и
стоимс 'бопроводы могут быть гибкими и жесткими. Гиб-
кие тр ды применяют в тех случаях, когда нужно подве-
сти сж. здух к пневмоустройствам, имеющим относитель-
ное перемещение, или поочередно к различным потребителям
от одного узла. Гибкие трубопроводы удобнее для монтажа, осо-
бенно в труднодоступных местах.
В качестве жестких трубопроводов применяют обычно ме-
таллические трубы (табл. 4.1). Медные трубы из медных, латун-
ных и алюминиевых сплавов отличаются достаточно высокой
гибкостью, удобны для применения на коротких участках со
сложными изгибами и при необходимости подгонки в процессе
монтажа. Трубы из цветных металлов не требуют специальных
покрытий против коррозии, но стоимость их достаточно высока
и такие трубы применяют большей частью с диаметрами до
20-25 мм (см. табл. 4.1).
В последние годы в России все более широко используются
полиэтиленовые трубы (взамен металлических) для газопрово-
дов, водопроводов и др. целей.
Полиэтилен - синтетический полимер [-СН2-СН2-]И, бес-
цветное вещество с температурой плавления 105».. 130 °C в зави-
симости от способа получения. Он обладает высокой прочнос-
тью при растяжении и эластичностью, устойчив к воздействию
агрессивных сред. Полиэтилен применяется для изготовления
труб для газоснабжения, водоснабжения и отопления, емкостей,
изоляции и др. В России основными производителями полиэти-
леновых труб и других изделий являются холдинг «Евротруб-
пласт» и завод «Газтрубпласт». Трубы для газоснабжения пред-
ставлены в табл. 4.2. Кроме того, производятся соединительные
детали: муфты и седловые отводы с закладными электронагре-
вателями для сварки встык, переходы «сталь-полиэтилен» и
другие детали.
Преимущества полиэтиленовых труб:
• пропускная способность не снижается со временем (внут-
ренняя поверхность благодаря малой шероховатости практиче-
ски не зарастает);
186
Таблица 4.1
Характеристика металлических труб
Вид Размер, мм Давление
Трубы стальные водо- газопроводные по ГОСТ 3262-75 Трубы стальные бес- шовные холодноде- формированные по ГОСТ 8734-75 Трубы бесшовные хо- лодно- и теплодефор- мированные из корро- зионно-стойкой стали поГОСТ 9941-81 Трубы стальные пре- цизионные по ГОСТ 9567-75 холодноката- ные и холоднотянутые Трубы медные по 1 ГОСТ 617-72 Трубы латунные по । ГОСТ 494-76 1 Условный проход 6-150, толщина стен- ки 1,8-5,5 Наружный диаметр 5-250, толщина стен- ки 0,3-24 Наружный диаметр 5-273, толщина стен- ки 0,2-22 Наружный диаметр 5-710, толщина стен- ки 0,2-32 Наружный диаметр 3-360, толщина стен- ки 0,5-10 (для тяну- тых и холодноката- ных труб) Наружный диаметр 3-100, толщина стен- ки 0,5-10 (для тяну- тых и холодно-ката- ных труб) Испытание на герметичность проводится гидравлическим давлением: обыкновенные и легкие - 2,5 МПа (25 кгс/см2), усиленные и муфтовые - 32 МПа (32 кгс/см2) Пробное давление рассчитыва- ют по ГОСТ 3845-75 по форму- ле р = TSRIdat, где S - минималь- ная толщина стенки трубы; R - допустимое напряжение при ис- пытании; 4ВН - внутренний диа- метр трубы. Допустимое напря- жение равно 40 % от временно- го сопротивления разрыву То же Испытание на герметичность проводится гидравлическим давлением 5 МПа (50 кгс/см2) Испытательное давление 5 МПа (50 кгс/см2)
• не подвержены коррозии, не требуют катодной защиты, по-
этому гарантийный срок значительно выше, чем у стальных
труб - 50 лет;
• в 2-4 раза легче стальных труб, что существенно облегчает
их транспортировку и монтаж;
• большинство типоразмеров выпускаются длинномерными
отрезками (бухтами), поэтому, например, на 1 км полиэтилено-
187
Таблица 4.2
Характеристика газовых полиэтиленовых труб
Тип трубы Диаметр, мм Толщина стенки, мм Стандартная длина в упаковке, м
SDR11, ПЭ-80 (до 0,6 МПа) 20 3,0 Бухты 250
25 3,0 То же
32 3,0 ——
40 3,7 — —
63 5,8 — —
90 8,2 Бухты 200
ПО 10,0 Бухты 380
125 114 Отрезки 13
160 14,6 Тоже
225 20,5 — —
280 25,4 — —
315 28,6 — —
400 36,3
SDR1I, ПЭ-100 (до 1,0 МПа) ПО 10,0 Бухты 380
160 14,6 Отрезки 13
180 16,4 То же
225 20,5 — —
315 28,6 — —
400 36,3 — —
вого воздухопровода диаметром 110 мм приходится всего два
стыка, в то время как для стального более 80;
• стыковая сварка полностью автоматизирована, причем
стык не требует дополнительных расходных материалов (изоля-
ции, электродов).
В качестве гибких трубопроводов применяют резиноткане-
вые рукава, трубки из синтетических материалов (полиэтилена,
полихлорвинила и др.), пневматические кабели, содержащие
группу синтетических трубок. Гибкие трубопроводы из таких
материалов обладают высокой стойкостью к коррозии, имеют
небольшую стоимость, малую массу и удобны при монтаже
(табл. 4.3). В табл. 4.4 приведены характеристики пневмокабе-
лей, которые применяют от -40 °C до +60 °C при давлении до
0,6 МПа. Трубопроводы сжатого воздуха относятся к категории
Зб и подлежат поверке органами Гостехнадзора РФ.
В пневматических системах применяют неразъемные и
разъемные соединения трубопроводов. Неразъемные соедине-
ния имеют преимущества для трубопроводов, не подлежащих
188
Таблица 4.3
Характеристика рукавов
Вид Размер, мм Давление
Рукава резиновые напорные с нитяным усилением неарми- рованные по ГОСТ 10362-76 Рукава резиновые напорные с текстильным каркасом по ГОСТ 18698-79 Рукава резиновые напорные с текстильным усилением по ГОСТ 25174-82 Внутренний диаметр 4-25 Внутренний диаметр 10-63 Внутренний диаметр 3,2-315 Предельное рабочее дав- ление 0,098-2,45 МПа (1-25 кгс/см2) Рабочее давление 0,63- 1,0 МПа (6,3-10 кгс/см2) Рабочее давление 0,1-10 МПа (1,0-100 кгс/см2)
Таблица 4.4
Характеристика нневмокабелей
Марка Вид Число труб Наружный диаметр и толщина стенки, мм
тпо Пневмокабель из полиэтиленовых трубок, обмотанных полиамидной лентой, в оболоч- ке из поливинил-хлоридного пластиката 7; 12; 19 6x1 8x1 8x1,6
ТПББ8Г Пневмокабель из полиэтиленовых трубок, обмотанных лентами из кабельной бумаги с защитным покровом типа Б6Г в броне из двух стальных лент 7; 12 8x1,6
ТПВБ8Г 1 Пневмокабель из полиэтиленовых трубок, обмотанных лентой из поливинилхлоридно- го пластиката с защитным покровом типа БЗГ в броне из даух стальных лент 7 8x1,6
демонтажу, и выполняются сваркой встык (газовой - для
стальных труб с толщиной стенки менее 3.5 мм и электросвар-
кой при толщине стенки более 3,5 мм) и пайкой для цветных
труб.
Неразъемные соединения со специальными втулками с пря-
мым и косым обрезом (рис. 4.7) понижают напряжения в поверх-
ностном слое трубы за счет распределения их по длине втулки,
которая обычно равна 80 мм, длина раструба при раздаче труб
примерно 50-60 мм. Применение неразъемных соединений поз-
воляет значительно уменьшить массу трубопроводов в сравне-
нии с разъемными соединениями.
189
^ж^шй
^^SYpaSfe
Рис. 4.7. Схемы неразъемных соединений:
а, б - co втулкой с обрезом соответственно прямым и косым; в - с раздачей одного конца трубы;
г - с применением самофлюсующего припоя
Разъемные соединения трубопроводов различают по типу при-
меняемого соединения (резьбовые, фланцевые и др.), крепления
трубопроводов к деталям соединения (с механическим креплени-
ем, с использованием сварки или пайки) и по способу герметизации
разъема (обжатием трубы, с использованием прокладок и др.).
Для труб больших диаметров (более 40 мм) применяют флан-
цевые соединения, которые просты в изготовлении и монтаже. На
рис. 4.8 показано фланцевое соединение для гидравлических и сма-
зочных систем по ГОСТ 19535-74. Для соединения трубопроводов
используют также фланцы по ГОСТ 12815-80 - ГОСТ 12822-80.
Все виды фланцевых соединений требуют применения прокладок,
уплотняющих место соединения. Материал и конструкцию про-
кладок выбирают в зави-
симости от давления и
температуры сжатого
воздуха. Обычно для
фланцевых соединений
пневмосистем используют
мягкие паронитовые, ре-
зиновые или картонные
прокладки. Толщину кар-
тона для прокладок выби-
рают в пределах 1-3 мм.
ТипД Тип 2
Рис. 4.8. Фланцевые соедине-
ния трубопроводов по ГОСТ
19535-74:
1 - соединение концевое; 2 - промежу-
точное
190
рис. 4.9. Соединение трубопроводов с
конусными муфтами
Качество картонных прокладок
повышается, если картон, пред-
варительно вымоченный в воде и
высушенный, пропитывают олифой. Паронитовые прокладки при
использовании необходимо предварительно выдержать в горячей
воде, а затем смазать поверхность смесью графита и масла.
Наиболее простые резьбовые соединения — муфтовые
(рис. 4.9). В качестве уплотняющего материала в них применяется
пенька, смазанная свинцовым суриком или белилами. Соединения
концевые угловые, тройниковые и другие имеют дополнительную
установочную гайку и уплотнительную прокладку (рис. 4.10). Та-
кая конструкция позволяет обеспечить герметичность соединения
при заданном пространственном положении трубы.
При выборе материала труб по прочностным характеристи-
кам следует учитывать не только рабочее давление, но и воз-
можность механического их повреждения, условий гибки, конст-
рукции соединений и др. В основном выбирают трубы, для кото-
рых отношение наружного диаметра d„ к толщине стенки 8 ме-
нее 16. В этом случае прочность прямых отрезков трубопрово-
дов, нагруженных внутренним статическим давлением, опреде-
ляется значением минимального разрушающего давления:
М°#+1Мй^Т+М’МПа’
191
где ов - временное сопротивление разрыву, МПа; б - толщина
стенки трубы, м. Рабочее давление: рраб = Ррязр/ппр, где ппр - запас
прочности, выбираемый в зависимости от значения трубопрово-
да, нпр = 3-6.
Для тонкостенных труб > 16) минимальное разрушаю-
щее давление определяют по формуле
Основные данные, характеризующие трубы, применяемые
для трубных проводок, приведены в табл. 4.1-4.4.
Глааа 19. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ В СЕТЯХ
СЖАТОГО ВОЗДУХА
19.1. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ
Движение сжатого воздуха по трубопроводам сопровождает-
ся потерями, которые можно объединить в три группы: а - гид-
равлические потери энергии; б - тепловые потери энергии; в -
массовые (объемные) потери энергии, или утечки. Потери энер-
гии накладывают дополнительные условия на определение диа-
метров и выбор конфигурации сети в целом.
Гидравлические потери энергии вызываются двумя видами
потерь: линейными рл, проявляющимися по всей длине потока, и
местными рк, проявляющимися на отдельных участках сети в
связи с изменением величины и направления скорости потока.
Линейные потери давления при равномерном движении не-
сжимаемой среды в круглых трубах вычисляются по формуле
Дарси-Вейсбаха:
Др„ = ^ру, Па, (4.1)
где X,—коэффициент сопротивления трения по длине; I—длина рас-
сматриваемого участка трубопровода с внутренним диаметром dBH,
м; с - скорость потока среды, м/с; р - ее средняя плотность, кг/м3.
Местные потери вычисляются по формуле Вейсбаха:
2
ДРм=*сР-р
192
где кс - коэффициент местных сопротивлений.
Суммарное гидравлическое сопротивление участка сети рав-
но кр = + Дрм.
Принцип наложения потерь справедлив для всей сети в це-
лом:
ДА = ХДЛ«’
1=1
где ДоП1- - потери давления на г-м участке с постоянным диамет-
ром D и расходом Q; i - число участков сети, i = 1,2,.... л.
При гидравлических расчетах газопроводов принцип нало-
жения потерь реализуется методом эквивалентных длин, осно-
ванном на приведении местных потерь давления к линейным:
= где /пр=/ + -^£/:с, (4.2)
где кс — сумма коэффициентов местных сопротивлений на рас-
четном участке.
Соотношение между Дрп и Дрм в разных узлах системы возду-
хораспределения различно. Потери давления на местных сопро-
тивлениях в цеховых сетях весьма существенны. В магистраль-
ных (межцеховых) сетях они невелики и составляют 5-10 % от
линейных потерь давления.
19.2. КОЭФФИЦИЕНТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ТРЕНИЯ ПО ДЛИНЕ
Коэффициент сопротивления трения по длине X зависит от
числа Рейнольдса Re и шероховатости поверхности труб. Всю
область режима течения в шероховатых трубах можно разде-
лить на три зоны:
1) зона ламинарного режима течения, где шероховатость не
играет заметной роли и X зависит только от числа Рейнольдса,
X = 64/Re;
2) зона переходного режима течения, в которой на сопротив-
ление трения по длине начинает влиять шероховатость поверх-
ности труб.
Переходная зона характеризуется значением Re = 2000-4000.
Закономерности течения жидкостей и газов в этой зоне недоста-
точно изучены, и при гидравлических расчетах переходную зону
193
Рис. 4.11. Зависимость
пропускной способнос-
ти трубопровода от ше-
роховатости внутрен-
ней поверхности труб:
4Я, мм: I -50; 2 -100; 3- 250;
4-500
обычно ОТНОСЯТ К
зоне ламинарного
режима, что приво-
дит к завышенным
потерям напора. В последнее время предложены ряд формул для
более точного расчета в переходной зоне; из них, например, наи-
более простая
X = 0,0025(Re)1/3;
3) зона турбулентного режима течения, где X, практически не
зависит от числа Рейнольдса и определяется шероховатостью
труб:
(4.3)
где кэ — эквивалентная абсолютная шероховатость, мм.
Эквивалентная абсолютная шероховатость является искусст-
венной величиной, при использовании которой в расчетах полу-
чаются сопротивления, одинаковые с сопротивлениями испыты-
ваемой шероховатой поверхности. Абсолютная эквивалентная
шероховатость определяется обработкой данных гидравличес-
ких испытаний труб в турбулентной зоне течения газа и для но-
вых стальных труб колеблется в пределах от 0,02 до 0,15 мм. По
строительным нормам и правилам величину кэ для новых сталь-
ных труб рекомендуется принимать равной 0,1 мм. Шерохова-
тость поверхности труб оказывает большое влияние на величи-
ну пропускной способности воздухопроводов (рис. 4.11).
Пропускную способность газопроводов увеличивают двумя
основными способами:
а) нанесением покрытий (эпоксидных смол, акриловых кра-
сок и др.) на внутреннюю поверхность труб, что увеличивает
пропускную способность от 8 до 11 %;
194
б) введением в газовый поток масляного тумана; при подаче
сжатого воздуха поршневыми и винтовыми смазываемыми ком-
прессорами это происходит автоматически.
Длительное хранение стальных труб на открытых промыш-
ленных площадках приводит к резкому увеличению шерохова-
тости в результате атмосферной коррозии. Например, для труб,
пролежавших на открытом складе 2-3 года, ка = 0,18-0,33 мм.
19.3 . КОЭФФИЦИЕНТ МЕСТНОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Величина коэффициента местного сопротивления зависит от
вида местного сопротивления, его геометрических размеров и
режима течения. Влияние режима течения на кс начинает сказы-
ваться при Re < 105 и особенно проявляется в области ламинар-
ного режима. Коэффициенты местных сопротивлений опреде-
ляются опытным путем, и сведения об этом имеются в специаль-
ной литературе. Гидравлические расчеты упрощаются, если ме-
стные сопротивления заменить условными прямыми участками
труб, эквивалентными по сопротивлению. В табл. 4.5 даны мест-
ные сопротивления пневмосистем и соответствующие им экви-
валентные длины труб.
Таблица 4.5
Длины трубопроводов, эквивалентные местным сопротивлениям
Вид сопротивления Условный проход трубопровода, мм
16 20 и 32 40 50 00 330 200
Длина трубопровода, м
Нормальное колено R - 4d 0,2 0,3 0,35 0.4 1.0 1,7 2.4
Тройник 2 2,6 3,2 4 10 17 24
Задвижка Вентиль нормальный 0,3 0,4 0,5 0,7 1,5 2,5 3,5
угловой 4 4,5 5 6,5 8,0 10 20 32 45
проходной 5 5,5 6 9.0 12,0 15 35 60 65
195
19.4 . РЕЖИМ ТЕЧЕНИЯ СЖАТОГО ВОЗДУХА В СЕТЯХ.
ЭКОНОМИЧЕСКАЯ СКОРОСТЬ
Пределы отдельных зон течения сжатого воздуха в сетях огра-
ничиваются числом Рейнольдса: Re < 2000 - режим ламинарный,
Re = 2000-4000 - режим переходный и Re > 4000 - режим турбу-
лентный. При переменном расходе сжатого воздуха оно может из-
меняться в широких пределах в основном из-за скорости потока в
трубах. Однако расчет магистральных и цеховых трубопроводов
(выбор диаметров труб и падение давления по трассе) обычно
проводят по оптимальной скорости потока, пренебрегая измене-
нием ее в условиях эксплуатации. Здесь важно установить режим
течения потока в трубах и соответственно расчетную формулу по
определению коэффициента сопротивления по длине X.
Для оценки числа Рейнольдса и определения зоны течения
сжатого воздуха в сетях зададимся оптимальной скоростью потока
св = 10 м/с, температурой сжатого воздуха 10... 140 °C (коэффици-
ент динамической вязкости при этом равен рв = (17,6-23,7) 10-6,
Па-с, давления сжатого воздуха рв = 0,5-0,9 МПа (средняя плот-
ность воздуха при этом равна рв = (4—11) кг/м3 и внутренним диаме-
тром труб dBH = 50-500 мм. Для выбранных параметров
Re = Св' = Св6?вн ’Рв = (8,4 -104 - 3,2 106) > 4000,
vB Цв
т. е. режим турбулентный. Даже снижение скорости или расхода
сжатого воздуха в трубопроводе в 2 раза (св = 5 м/с) не изменяет
турбулентный режим течения потока.
Сеть воздухоснабжения, как и всякое сооружение, должна
быть запроектирована наиболее экономично. При заданном рас-
ходе сжатого воздуха уменьшение расчетной скорости потока
св ведет к увеличению затрат на строительство трубопровода и
снижению затрат на энергию, необходимую на преодоление со-
противления трубопровода при транспортировке воздуха. Обо-
значив через стоимость строительства воздухопроводной ли-
нии и через Зэ стоимость ее эксплуатации за год, получим общие
суммарные затраты за некоторый срок т: Зобщ = 3^ + т-Зэ. В экс-
плуатационные затраты входят стоимость ремонтных работ и от-
числения на амортизацию, которые зависят от Зсгр и могут быть
выражены как «-3^, и стоимость энергии Э, затрачиваемой на
транспортировку воздуха. Обе эти величины зависят от диаметра
196
Рис. 4.12. Экономическая скорость
воздуха в трубопроводах:
а - амортизационные затраты; б - эксплуата-
ционные затраты
линии или при заданном рас-
ходе от скорости движения
воздуха св. Стоимость содер-
жания эксплуатационного
персонала фактически не за-
висит от диаметра или скорости и может не учитываться. Следо-
вательно, Зоб1Ц = 3^ + т^-З^р + Э), где а - амортизационные от-
числения и стоимость ремонтных работ в долях от стоимости
строительства воздухопроводной линии. Отсюда, приведенные за-
траты - затраты на строительство и эксплуатацию, условно при-
веденные к одному году: П = (1/т)Зобщ = (а + 1/1)3^ + Э. Эта вели-
чина может быть выражена в функции расчетной скорости св или
непосредственно в функции диаметра трубы dMl. При снижении
скорости св (увеличении dBH) первое слагаемое возрастает, а вто-
рое уменьшается. Характер изменения ежегодных отчислений со
строительной стоимости (а + 1/^)3^, стоимости энергии Э, а так-
же приведенных затрат П в функции св показан на рис. 4.12.
Значение экономически наивыгоднейшей скорости находит-
ся в пределах 6 м/с. При скорости св = 9 м/с эксплуатационные за-
траты возрастают на 2 %. Учет местных условий, таких как сто-
имость электроэнергии, длительность эксплуатации трубопро-
водов, наличие на них тепловой изоляции и др., вносит поправки
в этот график. Единой экономически наивыгоднейшей скорости
для всех линий одной сети установить вообще нельзя. Такая ско-
рость для отдельных участков этой сети различна и зависит не
только от расчетного расхода воздуха на данной линии, но и от
расположения участка в сети, конфигурации самой сети и т. д.
19.5 . ТЕПЛОВЫЕ ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ
Нагретый воздух, двигаясь по трубопроводу, охлаждается за
счет теплообмена с окружающей средой. Воздухопроводную
сеть по температурному режиму можно условно разделить на
два участка. На первом сжатый воздух охлаждается практически
до температуры окружающей среды, на втором происходит его
изотермическое течение. Первый участок можно представить
как модель однотрубного рекуперативного теплообменника с
197
наружным диаметром и длиной I с постоянным массовым рас-
ходом воздуха т и температурами на концах участка и t2, кото-
рый охлаждается окружающей средой с температурой t0 = const.
Потери тепла через стенку воздухопровода можно оценить по
уравнению сохранения энергии:
Q = rr.cjj. -12) (4.5)
либо по уравнению теплопередачи (1.36) с учетом (1.38):
с’*
Совместное решение этих уравнений приводит к равенству
АЛ=1п(!с±),
Срт ('2-'о)
которое показывает, что охлаждение потока в трубе подчиняет-
ся логарифмическому закону.
Из полученного равенства можно определить длину участка,
на котором происходит падение температуры сжатого воздуха
от tj до t2 >
/=^LlnM
(4-6)
где коэффициент теплопередачи к определяется приближенной
формулой (1.38), не учитывающей термическое сопротивление
стенки:
cq -а2
cq + а2 ’
(4.7)
Коэффициенты теплоотдачи от сжатого воздуха к внутренней
стенке трубы oq и от стенки к окружающей среде oq вычисляют-
ся по критериальным уравнениям (см. табл. 1.2). В результате
подстановки в число Нуссельта
Nu = 0,018-Re0-8
198
Рис. 4.13. Зависимость критерия
В от давления и средней темпера-
туры сжатого воздуха по длине
трубопровода
значения числа Рейнольдса
_ dBH-cB _ рв
VB Ив
получается упрощенная
зависимость для определе-
ния коэффициента теплоотдачи от сжатого воздуха к стенке:
а, = В
^вн
(4-8)
z х0.8
где В = 0,018 Х,в — зависит от давления и средней по длине
трубопровода температуры воздуха, и его значение может быть
вычислено заранее или определено по графику (рис. 4.13). Средняя
по длине воздухопровода температура сжатого воздуха равна
7 _ ^1в *^2в
в 2 ’
но при этом температура воздуха после его охлаждения в
трубопроводе остается неизвестной и подлежит расчету.
В первом приближении можно принять tB = (0,6 - 0,8)^ с
последующим уточнением после определения t2. Средняя по
длине трубопровода температура его стенки принимается в
расчете числа Грасгофа (формула (1.29)) равной fB.
Пример 4.1. Определить изменение температуры сжатого
воздуха в трубопроводах длиной I = 100 м при dml = 0,1 м, dn =
= 0,112 м, Г, = 40 °C, t0 = 20 °C, V = 2200 м3/ч, а = 0,8 МПа.
Скорость воздуха в трубопроводе определяем по уравнению
неразрывности потока:
m=VPo=^rf»H-CB Р
199
откуда
4 V p„ 4-V RT. 4-2200-1,205-287-313 ,
----Г1 = ----Pn-----L=--------5-----------7Г = 10,5 м/с .
Tt<-p Pl к 0,12-3600-0,8-106
Коэффициент теплоотдачи от воздуха к стенке определяем
по формуле (4.8):
где для средней температуры сжатого воздуха tK = 0,8-Ц = 32 °C
значение В = 17 (см. рис. 4.13) и
in <0,8
“1=17'о>^=176 Вт/(М’К)
Коэффициент теплоотдачи от стенки к окружающему воздуху
(индекс 0) определим по числу Нуссельта (см. табл. 1.2 и формулу
1.26):
а2 = Nu0 = 0,46^(Сг)°-и,
где Хо = 2.59-10"2 Вт/(м К) при г0 = 20 °C;
а2 =0,46
2,59-Ю"2 9,81(32-20)0,112’
0,1 293(15,06)'10 12
= 4,75, Вт/(м2 -к).
Коэффициент теплопередачи (формула 4.7):
а, а2 176 4,75
О]+02 176+4,75
= 4,625 Вт/(м2 -К).
Температуру воздуха в начале второго и в конце сотого метра
трубы определяем по формуле (4.6):
h = k + (А - fo)exp^-^~^ J = 20 + (40 “ 20)ехР|
0,625 тс-0,1-/-3600^
103-1,205-2200 J
200
= 20 + 20ехр(-1,97 10-3/), °C,
I = 1,0 м; t2 = 39,95 °C; I = 100,0 м, t2 = 36,18 °C.
Коэффициент теплопередачи неизолированного трубопро-
вода (&цеиз) ограничивается условиями свободно конвективной
теплопередачи (а2) от поверхности трубопровода в окружаю-
щую среду и не превышает 8-12 Вт/(м-К), причем большее зна-
чение относится к трубопроводу, проложенному на эстакаде при
наличии ветра.
Изоляция трубопровода уменьшает при прочих равных усло-
виях коэффициент теплопередачи Лиз за счет повышения терми-
ческого сопротивления изолированной стенки Rx и увеличивает
длину участка, на котором происходит падение температуры
сжатого воздуха от t} до t2 > Го. В соответствии с формулой (4.6)
к
I _ 7 'VHCH3
‘из ‘иеиз ,
^из
Если, например, изолировать трубопровод минеральным
войлоком толщиной 50 мм с коэффициентом теплопроводности
А, = 0,05 Вт/(м-К), то отношение kwnJkm - 5,5, т. е. длина охлаж-
даемого участка увеличивается в 5,5 раз.
Сжатый воздух, охлаждаясь в трубопроводах, теряет свою
работоспособность; одновременно с этим расход воздуха потре-
бителями возрастает.
Поскольку охлаждение в магистралях протекает практичес-
ки при постоянном давлении, то для изобарного процесса спра-
ведливо уравнение (см. табл. 1.1) v2lvx = Т2П\. Объемные потре-
бители сжатого воздуха (пневмоцилиндры, пневмомоторы и др.)
расходуют неизменное по объему количество воздуха V и, поль-
зуясь соотношением т = Vlv, можно получить отношение массо-
вого расхода воздуха т} до его охлаждения к массовому расходу
т2 после его охлаждения в виде tnjm2 = v2lvx = Т2[ГХ, или
т2 = mX'TJT2. Увеличение массового расхода в результате ох-
лаждения равно
(Т
т-1
'2 )
Относительный перерасход воздуха объемными потребителями
при охлаждении составляет
201
Рис. 4.] 4. Увеличение расхода воздуха
при его охлаждении перед пневмопрн-
емниками:
Сплошная линия - объемный расход, штриховая —
расход истечением
«охл
Массовый расход воздуха пнев-
мопотребителями струйного ти-
па (обдувочными соплами,
пневмонасосами, утечками и т. д.) определяется по формуле кри-
тического истечения (см. главу 3):
т = 0,686 F-Jpj/ц = 0,686 - F pj.
Соотношение массовых расходов воздуха до охлаждения и после
него равно
^2 ’
откуда Лт2 = т2-т1=т1 /Т2 -1).
Относительный перерасход воздуха струйными пневмоприемни-
ками при охлаждении будет
тп1
(4.10)
На рис. 4.14 представлены кривые перерасхода сжатого воздуха
объемными и струйными пневмоприемниками в зависимости от
степени охлаждения и начальной температуры. В среднем на каж-
дые 2,5-3 град снижения температуры сжатого воздуха его расход
возрастает на 1,0 %. Аналогичный результат можно получить при
рассмотрении, например, рабочего процесса пневмодвигателя.
Его теоретическая мощность при расходе воздуха тп и полном рас-
ширении его от давления до р2 выражается уравнением
л—1
No = m-lB = m—— R 1\ 1-1 — I
«-1 I Pi J
(4.11)
202
где п - показатель политропы расширения воздуха в пневмодви-
гателе.
Согласно этому уравнению, мощность двигателя снижается с
уменьшением температуры Т} сжатого воздуха. Для восстанов-
ления мощности необходимо, при прочих равных условиях, про-
порционально увеличить его расход т.
Охлаждение сжатого воздуха увеличивает его плотность и
соответственно гидравлические потери при транспортировании
по трубопроводам:
Следовательно, при требуемом давлении перед пневмоприемни-
ком компрессор должен компенсировать дополнительные гид-
равлические потери, вызванные охлаждением воздуха, т. е. по-
вышением давления нагнетания и, кроме того, увеличением сво-
ей производительности вследствие дополнительного расхода воз-
духа пневмоприемниками. Относительные затраты мощности
компрессора в этом случае можно оценить по формуле
z = f^-l (4.12)
) Po z: mi
где Z' — удельная работа компрессора до охлаждения воздуха пе-
ред пневмоприемниками; Лриг1 - дополнительные гидравличес-
кие потери в трубопроводе, вызванные снижением температуры
сжатого воздуха; т2, т\ — производительность компрессора до
охлаждения сжатого воздуха перед пневмоприемниками и после
него.
Водяной пар в горячем воздухе находится в перегретом со-
стоянии и является работоспособным. При охлаждении воздуха
некоторое количество его конденсируется в соответствии с тем-
пературой точки росы, что и определяет объемные потери:
(413)
Pi Рг • Л2
где р' = ф р' - абсолютная влажность воздуха до его охлаждения,
кг/м3; р" = р"-Р1/р2 — то же после охлаждения, кг/м3; рь р2 - плот-
203
ность воздуха до охлаждения и после него соответственно; <р -
относительная влажность воздуха после компрессора; Rx, R2 — га-
зовая постоянная влажного воздуха до охлаждения и после него,
Дж/(кг-К); р', р" — плотность насыщенных водяных паров при
температурах tx и t2 соответственно, кг/м3.
Концевой холодильник после компрессора охлаждает сжа-
тый воздух до 36...40 °C в зависимости от температуры охлаж-
дающей воды и состояния его теплообменной поверхности. На
каждые 2,5—3 град снижения температуры воздуха его расход
возрастает на 1 %. Таким образом, установка концевого холо-
дильника не только автоматически увеличивает расход воздуха
в сети, но дополнительно вводит в схему воздухоснабжения со-
противление самого холодильника до 20 кПа (0,2 ат.), сопро-
тивление водоотделителей и потери сжатого воздуха на их про-
дувку.
19.6 . КПД СЕТИ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Любые виды потерь при транспортировании снижают рабо-
тоспособность сжатого воздуха. Относительные потери работо-
способности эквивалентны относительным затратам мощности
компрессора Z (формула (4.12)). Если на участке сети имеются
только тепловые и гидравлические потери, то кпд сети опреде-
ляется выражением
По = 1-4
(4.14)
где в относительные потери
Z-I"12 1||Д^1т2
) Ро'С т1
входят общие гидравлические потери Ад,,.
В зависимости от состава пневмоприемников — объемного
или струйного типа - отношение т2/гщ можно заменить пропор-
циональным отношением температур:
204
где а и в - доля пневмоприемников объемного или струйного ти-
па соответственно. Составляющая (т21тх ~ 1) определяет отно-
сительные тепловые потери, а
ДР» т2
РоЛ т1
определяет относительные гидравлические потери. Если тепловые
потери отсутствуют, Т2 = Тх и m2 = тх, то относительные потери ра-
ботоспособности потока становятся только гидравлическими:
Др»
Ро-*:'
(4.15)
Пример 4.2. Определить кпд участка сети для следующих ус-
ловий: рх = 0,7 МПа, ро = 0,1 МПа, Тх = 408 К, То = 293 К, трубо-
провод длиной I = 1000 м имеет восемь температурных компен-
саторов и две задвижки, = 0,15 м, dK = 0,159 м, расход сжатого
воздуха V = 2200 м3/ч. К сети подключены пневмоприемники
объемного типа. На первом этапе расчета объемными потеря-
ми, связанными с конденсацией водяных паров из сжатого возду-
ха, можно пренебречь.
Пользуясь методикой расчета примера (4.1), находим:
средняя температура воздуха в трубопроводе, с последующим
уточнением Гв = 0,6-Ц = 0,7-135 = 81 °C;
средняя плотность воздуха (воздух сухой, R = 287 Дж/(кг-К)):
рв =-^=г
RTX
0,7-106
287-354
= 6,88 кг/м3;
скорость воздуха
4-У-р0 4-2200-1,205 ,п .
=-----=-----------------------= 6 0 м/с;
л-^-р тс 0,152-6,88-3600
коэффициент теплоотдачи от воздуха к стенке
«0,8 6 0°’8
a, =fl-fc- = 14 ’ .,=85,8 Вт/(м2-К),
1 d°-2 0,15°’2 М ’
где В = 14 при tB = 81 °C (см. рис. 4.13);
205
коэффициент теплоотдачи от стенки к окружающему воздуху
а2 = 0,46—(Gr)0,25 =
d„
0,46 2-59'10"
0,1
Г9,81 (50,5 - 20)0,1593Т
[ 293 15,Об2 1012
= 4,9 Вт/(м2 -К)
где температура стенки равна средней температуре между теп-
лоносителями
r = 81+20 =50 5 оС
2 2
с последующим уточнением.
Коэффициент теплопередачи
сс, -сс2
85,8-4,9
85,8 + 4,9
= 4,64 Вт/(м2к).
Температура воздуха в конце трубопровода
= 20+(135-20)ехр
4,64-л-0,159-10:1-3600)
10 -1,205-2200 )
= 25 °C.
Уточняем среднюю температуру воздуха в воздухопроводе:
iB = (135 + 25)/2 = 80 °C,
что хорошо совпадает с ранее принятой 1Ъ = 81 °C, и последую-
щего перерасчета не требуется. Число Рейнольдса:
Re = = 0.15-6-6J8 = 29,3.1 о5 > Re
ц, 21,2 10 42
значит, режим течения потока турбулентный.
206
Коэффициент сопротивления по длине (к, = 0,1 мм принят
для новых стальных труб):
к, 68
d„„ Re
= 0,11
С 0,1 ! 68 Y
Ц50 + 29,3 105 J
= 0.019.
Эквивалентная длина трубопровода, заменяющая местные со-
противления (по табл. 4.5), /э = 2-2,5 + 8-14,5 = 121 м.
Гидравлические потери по длине трубопровода следую-
щие:
ДР,,. = Ри4 = 0.019(100° + 121)6,88^ = 17,6 кПа.
аВ11 2 0.15 2
Удельная работа сжатия воздуха в компрессоре (показатель по-
литропы для охлаждаемых многоступенчатых компрессоров
принимаем равным п = 1,3):
1,3
1,3-1
287-293
= 205,5 кДж/кг.
Относительные потери работоспособности потока воздуха:
(Т, Л, Др Г, = Г408 Л 17,6-Ю3 408
J + Po-/:7’2 К.296 J+1,205 205,5-IO3 298
= 0,369 + 0,0973 = 0,466,
кпд сети Т|с = I - 0,466 = 0,534.
Таким образом, половина энергии сжатого воздуха теряется
при его транспорте и сопутствующем охлаждении, причем теп-
ловые потери в 3 раза больше, чем гидравлические.
Если тепловые потери отсутствуют (воздухопровод идеально
изолирован и Т. = Т2), то гидравлические потери в данном случае
составят
207
bp’w = 4 = 0,01</IOO°+I2I*6,06—= 20,6 кПа.
d„„ 2 0,15 2
, 0,7-106 ,n , з
где р. =------— = 6.0 кг/ м ,
.ден, 2g7 4Q8 /
4-2200-1,205
л-0,152-6,0-3600
= 6,95 м/с,
а относительные гидравлические потери будут равны
рв1'.
20,6-Ю3
1,205-205,5-103
0,083 < 0,0973.
19.7 . ДИАМЕТР ВОЗДУХОПРОВОДА
Трубопровод должен обеспечить пропуск необходимого ко-
личества сжатого воздуха при возможно малой потере давления.
Общая потеря давления от компрессора до потребителя не
должна превышать 5-10 % от величины рабочего давления на
компрессорной станции.
Уравнение неразрывности потока т = FcJvB позволяет опре-
делить диаметр воздухопровода по его площади проходного се-
чения F = я-d^JA- и объемному расходу, отнесенному к нормаль-
ным условиям V =
^вн
4V РГ м
------, м.
я св рв
(4-16)
где р0, рв - плотность воздуха соответственно при нормальных
условиях (см. табл. 1.2) и при давлении в трубопроводе, кг/м3.
Оптимальная скорость движения воздуха в трубопроводах св
зависит от многих факторов, в том числе от размеров и назначе-
ния трубопровода. В магистральных трубопроводах в зависимо-
сти от их протяженности, рабочего давления и расхода воздуха
скорость воздуха рекомендуется принимать от 6 до 12 м/с. Для
цеховых сетей следует принимать скорость воздуха 4-8 м/с с уче-
том подключения в перспективе дополнительных потребителей
(увеличения расхода воздуха). Ориентировочные значения диа-
метров в зависимости от расхода и длины трубопроводов можно
определить по табл. 4.6.
208
Таблица 4.6
Диаметры трубопроводов при падении давления 10 кПа (0,1 ат.) и параметрах
воздуха: р = 0,6-0,8 МПа и t = 35 °C
Расход воздуха, к’/ч Длина воздухопровода, м
До 25 50 100 300 500 1000 1500 2000
Внутренний диаметр воздухопровода, мм
ДО 50 25 25 25 32 40 50 70 70
100 25 32 32 40 50 70 80 80
200 32 40 40 50 70 70 80 80
300 40 50 50 70 80 100 100 125
400 50 50 50 70 80 00 125 125
500 50 50 70 80 100 100 125 125
750 50 70 80 100 100 125 125 150
1000 70 80 80 100 125 150 150 175
1500 80 80 100 125 150 150 175 175
2000 80 100 125 125 150 175 175 200
3000 100 125 125 150 175 200 200 225
4000 100 125 150 150 200 225 225 250
5000 125 150 150 200 200 250 250 300
6000 125 150 150 200 225 250 250 300
8000 150 150 200 225 250 300 300 300
10 000 150 175 200 250 300 300 350 350
12 000 175 200 200 250 300 350 350 350
15 000 175 200 225 300 300 350 350 400
20 000 200 225 250 300 350 400 400 400
19.8 . ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ВОЗДУХОПРОВОДА
Задачей гидравлического расчета воздухопровода является
определение гидравлических сопротивлений и потерь давления
при транспортировке воздуха. Обычно в подобных расчетах вы-
деляют два случая течения газа: течение при малой величине от-
носительного перепада давлений, когда сжимаемостью можно
пренебречь, и течение при такой величине относительного пере-
пада давлений, когда сжимаемостью пренебречь нельзя. Под от-
носительным перепадом давлений подразумевается разность
давлений в начальном и конечном сечениях воздухопровода, от-
несенная к давлению в начальном сечении:
209
&Ртр — Pl Рг _ I _ Pl_
Pl Pl Pl
Рассмотрим установившееся одномерное течение сжимаемой
среды в горизонтальном трубопроводе постоянного сечения и
запишем уравнение энергии для выделенного элемента потока:
1/р dp + cdc + dhw = 0, (4.17)
где dhw — гидравлические потери на элементарном участке дли-
ной d„
В первом случае течения газа его плотность, а следовательно, и
средняя скорость потока остаются неизменными по всей длине
трубопровода при заданном расходе потока. Тогда de = 0 и реше-
ние уравнения (4.17) имеет вид
Pt~Pi = ^P^ (4-18)
rf,«, 2
что идентично уравнению потерь напора для несжимаемой сре-
ды (4.2). Во втором случае течение газа сопровождается умень-
шением плотности и увеличением средней скорости потока
вдоль трубопровода при заданном расходе потока. Однако вели-
чина скоростного напора потока мала в сравнении со значением
других членов уравнения (4.17) и ею в расчетах можно прене-
бречь. Следовательно,
= (419)
Р “вн 2
Интегрируя (4.19) с учетом уравнения неразрывности потока т =
= pF-с — const, после преобразований получаем
= (4-20)
2 А ^вн 2
Левую часть уравнения (4.20) можно преобразовать к виду
210
С2 ДР»)
I A J
Подставив полученное выражение в уравнение (4.20), получим
2 / г2
Й-Р2 = г .
|2-^| 2 (4-21)
I A J
Уравнение (4.21) отличается от уравнения (4.18) для несжимае-
мого потока множителем, зависящим от относительного перепада
давления. До тех пор пока сохраняется условие bpjpi < 0,05, пре-
небрежение этим множителем дает погрешность не более 2,5 %,
что допустимо в большинстве инженерных расчетов. Следователь-
но, не абсолютная величина начального давления воздуха рг опре-
деляет выбор формулы для гидравлического расчета воздухопро-
вода, а относительная величина kpjp\ и требуемая точность расче-
та. По формуле (4.18) рассчитывают воздухопроводы низкого дав-
ления (рабочее давление воздуха в пределах 5 кПа), а также высо-
кого давления (рабочее давление более 5 кПа) при небольших пе-
репадах, удовлетворяющих условию &pjpx < 0,05. В остальных
случаях воздухопроводы рассчитывают по формуле (4.21).
В СП 42-101-2003 «Общие положения по проектированию и
строительству газораспределительных систем из металлических и
полиэтиленовых труб» дается более удобная для инженерных расче-
тов формула, полученная после преобразований из уравнения (4.20):
pl-pl = 1,2687-10^ ЖЖШр, (4.22)
где Уо - расход газа при нормальных условиях, м3/ч; р0 —
плотность газа при нормальных условиях, кг/м3.
Для воздуха р0 = 1,205 кг/м3, тогда
Р? -р? = 1,5268-10-4Ж2/ОпР- (4.23)
Коэффициент сопротивления трения по длине X, определяет-
ся по формуле (4.3) в зависимости от режима движения потока
по воздухопроводу, характеризуемого числом Рейнольдса (фор-
мула (1.27)).
При выполнении гидравлического расчета воздухопровода
по формуле (4.23), а также по различным методикам и програм-
211
Таблица 4.7
Характеристики труб, рекомендуемых для воздухопроводов
Параметр Стальные трубы
Диаметр, мм Толщина стенки, мм 32 2,5 38 2,5 45 2,5 57 3,0 76 3,0 89 3,5 108 5,0 133 5,0 159 5,5 194 6,0 219 7,0 273 9,0 325 5,0
Параметр Трубы из полиэтилена (SDR 11)
Диаметр, мм Толщина стенки, мм 32 з.о 40 3,7 50 4,6 63 5,8 75 6,8 90 8,2 ПО 10,0 125 И,4 140 12,7 160 14,6 180 16,4 200 18,2 225 20,5
мам для ЭВМ расчетный внутренний диаметр воздухопровода
следует определять по формуле
/ ч1
лр _ [ Д • • Ро' |
вн ДР
V УД /
(4.24)
где a, Ь, а и т — постоянные коэффициенты, зависящие от кате-
гории сети (по давлению) и материала воздухопровода.
Для сети высокого давления а=р(/(рсД62л2), где р0 = 0,101325
МПа, р - усредненное давление газа, МПа. Для стальной трубы
b = 0,022, т = 2, а = 5; для трубы из полиэтилена b = 0,0446, т =
= 1,75, а = 4,75. Друд = Дрдоп/1,1 L, где Дрдоп- допустимые потери
давления, МПа; L - расстояние до самой удаленной точки, М.
Внутренний диаметр воздухопровода принимается из стан-
дартного ряда внутренних диаметров труб: ближайший боль-
пшй - для стальных воздухопроводов и ближайший меньший -
для полиэтиленовых (табл. 4.7).
19.9. ПОРЯДОК РАСЧЕТА ВОЗДУХОПРОВОДОВ
Расчет сети воздухопроводов сводится к определению диамет-
ров трубопроводов и гидравлических потерь на участках сети в
следующем порядке. Составляются изометрические схемы участ-
ков сети и в плане схема всей воздухопроводной сети для предпри-
ятия с нанесением длин участков, необходимой пускорегулирую-
щей арматуры и количеств протекающего воздуха. Например, для
участка 1—2 (см. рис. 4.1, о) расход определяется для всех последу-
ющих присоединенных потребителей (V^ + V2 + Уз + У» + Уз). далее
для участка 2-3 расход определяется за вычетом потребителей,
присоединенных к ответвлению 2 (+ V?), и т. д.
212
Потери давления ла 1 м трубопровода, Д/г 10s Па (кгс/см7)
Внутренний диаметр трубы dB. мм
Рис. 4.15. Номограмма для определения потерь давления на 1 м длин трубопровода
Затем определяются эквивалентные длины участков и гид-
равлические потери по участкам и в целом по всей сети. Если эти
потери от компрессорной станции до самых отдаленных потре-
бителей превышают 50 кПа (0,05 ат.), то сеть следует пересчи-
тать, задаваясь новым значением скорости. Расчеты упрощают-
ся применением номограммы (рис. 4.15).
213
Расчет кольцевых воздухопроводов следует выполнять с
увязкой давлений воздуха в узловых точках расчетных колец, ес-
ли их несколько. Невязка потерь давления в узловых точках
кольца допускается до 10 %.
Сводом правил СП 42-101-2003 можно воспользоваться для
проектирования наружных (магистральных) сетей (решение во-
просов прокладки, определение расстояний от воздухопровода
до других инженерных коммуникаций, монтажа, контроля каче-
ства и др,).
В СП 42-101-2003 приведен перечень СНиПов, ГОСТов, РД и
ПБ, нормативные положения которых следует учитывать при
разработке проектов воздухораспределительных сетей.
Часть пятая
ОБРАБОТКА СЖАТОГО ВОЗДУХА
Глава 20. ЗАГРЯЗНЕНИЕ СЖАТОГО ВОЗДУХА
И ЕГО ВОЗДЕЙСТВИЕ НА ПНЕВМОСИСТЕМУ
20.1. ЗАГРЯЗНЕНИЕ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Атмосферный воздух, являющийся рабочим телом пневмо-
систем, содержит большое количество аэрозолей, представляю-
щих собой взвешенные в воздухе частицы размерами от 0,001 до
8000 мкм. Аэрозоли - это дисперсные системы, состоящие из
твердых или жидких частиц (дисперсной фазы), взвешенных в
газовой фазе. Аэрозоли с твердыми частицами, образовавшими-
ся в результате объемной конденсации паров и при химических
реакциях некоторых веществ, называются дымами; аэрозоли с
жидкими частицами называются туманами. Одной из разновид-
ностей аэрозолей является пыль - наземная, вулканическая, ко-
смическая и пыль промышленных технологий. Атмосферная
пыль содержит около 70 % кварцевого песка, 15-17 % оксида
алюминия, 3-5 % оксида железа, 2-4 % оксида кальция и другие
незначительные включения. Существует ряд характеристик пы-
ли, таких как концентрация, плотность, дисперсность, абразив-
ность, смачиваемость и др. Концентрация, дисперсный состав
(совокупность размеров всех частиц пылевой системы) и приро-
да пыли определяются характеристикой окружающей среды
(табл. 5.1).
Загрязнения сжатого воздуха можно разделить на три груп-
пы: твердые; вода и масло в жидкой и паровой фазе; газообраз-
ные. Часть твердых загрязнений вносится в линию нагнетания
компрессора вместе с атмосферным воздухом при отсутствии
фильтра на входе или при его плохой работе. Но значительное
количество твердых частиц образуется в процессе транспорти-
рования воздуха по воздухопроводам. Они на 95-98 % состоят из
ржавчины и окалины; в трубопроводах могут быть также части-
215
Таблица 5.1
Характеристика окружающей среды
Характеристика Концентра- ция, мг/м3 Дисперсный состав, %
Размер, мкм
5 5-20 20-60 >60
Чистый воздух 0,1 90-100 0-10 - -
Сельская местность 0,05-2,0 10-20 5-10 15-80 ДО 5
Городские жилые районы 0,5-2,4 5-30 10-30 25-35 5-60
Городские промышленные районы 1-10 1-15 До 10 До 20 65-80
Промышленные зоны 3-16 75-85 8-12 1,4—2,0 65-85
Цементное производство 50-2000 35-45 15-20 5-15 18-20
цы уплотняющего материала (резины, краски и др.), попадаю-
щие из-за нарушения технологии и монтажа пневмосистемы. На-
пример, окалина, образовавшаяся при изготовлении труб, обыч-
но имеет толщину 0,1-0,2 мм и состоит в основном из FejOj Ока-
лина в сгибах трубопроводов и около сварных швов крупнее — до
0,8-1,0 мм и образована из FeO.
Ржавчина появляется в трубопроводах и соединениях в ре-
зультате воздействия влаги, кислот и щелочей и представляет
собой сложную структуру, которая отслаивается, дробится и пе-
ремещается во взвешенном состоянии потоком воздуха. Ско-
рость коррозии воздухопроводов из малоуглеродистых сталей
без защитного покрытия составляет около 100 мг/дм2 в сутки.
Максимальная концентрация окалины и ржавчины в сжатом
воздухе межцеховых воздухопроводов может достигать до
25 мг/м3, а в цеховых магистралях до 12,5 мг/м3.
Источником загрязнения могут быть устройства осушки из-
за разрушения зерен адсорбентов. В соответствии с ГОСТ
13631-68 концентрация твердых частиц на выходе из блоков
осушки не должна быть более 5 мг/м3, а размер - не более
50 мкм, но длительная работа таких устройств способна нако-
пить в пневмосистеме значительную массу зерен адсорбентов.
Наибольшая часть загрязнений приносится с водой, которая
попадает в пневмосистему вместе с атмосферным воздухом, за-
сасываемым компрессором. Иногда вода поступает в линию на-
гнетания из-за негерметичности промежуточных и концевых хо-
лодильников или из-за отсутствия заградительных козырьков на
заборных устройствах всасывающей линии в дождливую погоду.
216
Способность сжатого воздуха удерживать пары воды уменьша-
ется с понижением температуры (температуры точки росы) и с
повышением давления (см. рис. 1.8).
Сжатый воздух содержит масла, имеющие различные источ-
ники:
— масла, вносимые из окружающей среды, находятся в паро-
образном состоянии, а их концентрация составляет менее
0,5 мг/м3. В производственных помещениях содержание масля-
ных паров и тумана обычно не превышает 5 мг/м ,
— масла, вносимые масляными фильтрами на линии всасыва-
ния компрессоров, находятся в парообразном состоянии с кон-
центрацией не более 0,5-1 мг/м3. Их количество зависит от тем-
пературы и скорости всасываемого воздуха, сорта масла, пра-
вильности монтажа и качества обслуживания фильтра;
- масло для смазки компрессора поступает в линию нагнета-
ния в соответствии с нормами расхода для различных типов ком-
прессоров. В ротационных и винтовых компрессорах вынос мас-
ла в 1,5—2,0 раза больше, чем в поршневых, и в среднем может
быть принят 50-200 мг/м3. В центробежных и мембранных ком-
прессорах вынос масла отсутствует;
- масло для смазки пневматических устройств вносится
специально, и его концентрация составляет 60-100 мг/м3, а дис-
персность зависит от типа маслораспылителя; наименьший раз-
мер масляных частиц достигает 15-20 мкм.
В сжатом воздухе масло обычно находится в парообразном и
жидком состоянии. Предельная концентрация паров масла в возду-
хе (маслосодержание), как и влагосодержание, уменьшается с по-
нижением температуры и повышением давления. Маслосодержа-
ние воздуха можно определить по формуле, аналогичной (1.44):
С = «-~, г/кг, (5.1)
Р Рип
где а — коэффициент, зависящий от молекулярной формулы мас-
ла; Pm - парциальное давление насыщенного масляного пара, Па.
Использование в промышленности большого количества сор-
тов компрессорных масел, а также малоизученность химического
состава масляных фракций не позволяют привести точные значе-
ния давления паров масел и маслосодержание воздуха. Ориенти-
ровочное значение маслосодержания насыщенного воздуха в за-
висимости от температуры и давления представлено на рис. 5.1.
217
t, °C
80
Рис. 5.1. Зависимость маслосодержания воздуха, насыщенного парами масла,
от температуры и давления
Газообразные загрязнения попадают в пневмосистему вмес-
те с атмосферным воздухом. Наиболее часто в сжатом воздухе
содержится диоксид серы SO2 и оксид углерода СО. Содержание
SO2 в атмосферном воздухе повышается с наступлением отопи-
тельного сезона, достигая средней концентрации 0,02 мг/м3 в
сельской местности и 0,06-0,3 мг/м3 в промышленных зонах.
Концентрация СО достигает 30 мг/м3, а озона 0,1 мг/м3. Сернис-
тый газ при соединении с конденсатом образует разбавленную
кислоту H2SO4 и сернистый ангидрид H2S. При изменении кон-
центрации SO2 с 0,01 до 0,2 мг/м3, что характерно для промыш-
ленных зон, скорость коррозии увеличивается вдвое.
20.2. ВОЗДЕЙСТВИЕ ЗАГРЯЗНЕНИЙ НА ПНЕВМОСИСГЕМУ
Воздействие загрязнений подразделяется на физическое, хи-
мическое и электролитическое. Физическое воздействие загрязне-
ний заключается в абразивном износе проточной части компрессо-
ров и пневмодвигателей, повреждении и заклинивании трущихся
деталей из-за коррозионных явлений и отложений, закупорке от-
верстий и сопел влагой, льдом, твердыми частицами и др. Выход из
строя пневмоустройств по этой причине составляет до 80 % от об-
щего числа отказов, а износ лопаточного аппарата турбокомпрес-
соров увеличивается от 2 до 7 раз. В системах пневмоавтоматики
218
величина отверстия в дросселях и сопел составляет 0,10-0,5 мм, по-
этому твердые частицы легко перекрывают их сечения. При нали-
чии масла возможность закупоривания отверстий увеличивается,
чему способствует способность его разрушать резину и склеивать
мельчайшие частицы, особенно при высокой температуре воздуха.
Содержание масла также недопустимо при использовании сжато-
го воздуха для распыления красок и лаков в автомобильном, кера-
мическом и фармацевтическом производствах.
Распространено ошибочное мнение о том, что находящееся в
сжатом воздухе компрессорное масло улучшает смазку уст-
ройств. На самом деле ни компрессорное масло, ни конденсат
масляных паров из-за потери необходимых смазывающих ка-
честв не подходят для смазки пневматических устройств.
Вода в пневмосистеме уменьшает пропускную способность
трубопроводов и вызывает в ряде случаев гидравлические уда-
ры. Особенно опасно замерзание воды в пневматических линиях,
приводящее к полному выходу их из строя. Замерзанию воды
предшествует конденсация водяных паров из сжатого воздуха.
Расчет предполагаемых изменений параметров сжатого воздуха
(температуры и давления) дает возможность определить условия
конденсации, количества конденсата и наметить пути ликвида-
ции этого явления. Рассмотрим изменение влагосодержания на
основных участках пневмосистемы.
Пример 5.1. Определить количество конденсата, выделивше-
гося при транспортировании сжатого воздуха в неизолирован-
ном стальном трубопроводе длиной 200 м с внутренним диамет-
ром 100 мм, если его расход т = 540 кг/ч при cpj = 1,0, = 80 °C,
р{ = 0,7 МПа и температуре окружающей среды гс = 20 °C.
Для расчета принимаем, по аналогии с примерами 4.1 и 4.2,
коэффициент теплопередачи к = 4,625 Вт/(м2-К) и падение давле-
ния Apw = 10 кПа. Температура сжатого воздуха в конце участка
трубопровода равна
/ ч ( кл-JBH 3600^1
^200 “ A) +V1—^о)ехР — —
I ™‘СР )
= 20 + (80-20)expf-4’6257l0-1-201°-3600K54.2 °C.
' ’ Ч 540-Ю3 )
Давление насыщенных паров р'т и р" определим по табл. П7 в
зависимости от температуры сжатого воздуха в начале = 80 °C
219
и конце О - 54,2 °C трубопровода: р'т = 47,36 кПа и р'^ =
= 15,15 кПа.
Относительная влажность в конце трубопровода
ф = ф1£к^ = 1,00-0^6(0,7-0,01)= 8б>
0,015150,7
Так как ф > 1,0, то происходит конденсация водяного пара. Коли-
чество конденсата Д<7 определяется разностью влагосодержание
в начале и конце трубопровода:
Ad = dt - d2 = 0,622 [ Ф| Р7-----
\ Pl “ Pm Р1 ~ Рт
= 0,622
1,0-0,04736
0,7-0,04736
0,01515
0,69-0,01515 J
= 0,03117 кг/кг.
Конденсация паров воды и масла в двигателях (цилиндрах
и моторах) возможна при расширении воздуха в период истече-
ния его в выхлопной патрубок. Поскольку при наполнении рабо-
чих полостей двигателей температура воздуха повышается,
опасности конденсации влаги нет. Определение термических па-
раметров воздуха в полостях двигателей представляет достаточ-
но сложную задачу. Для упрощенных расчетов могут быть ис-
пользованы уравнения политропного процесса расширения (см.
табл. 1.1) со следующими средними значениями показателя по-
литропы п:
— для цилиндров и мембранных камер 1,25—1,35;
— для поршневых и шестеренных моторов [ ,26-1,32;
- для шиберных (лопастных) моторов 1,20-1,25.
Для цилиндров периодического действия, когда время между
срабатываниями достаточно велико, температура в полости ци-
линдра до начала истечения принимается равной температуре ок-
ружающей среды б = f0, а давление - равным давлению в подво-
дящем воздухопроводе р} = р„, я р2 = 0,12-0,26 МПа. Для моторов
в зависимости от режима работы давление в полости до начала
истечения р} = (0,7-1,0)рм, в конце процесса расширения р2 =
= 0,12-0,26 МПа. Температура в полости до расширения Ц ~ Гм.
Пример 5.2. Определить влагосодержание воздуха после
пневмомотора, если его параметры в магистрали рм = 0,69 МПа
220
и rM = 54,2 °C (из примера 5.1). Предварительно принимаем: давле-
ние в полости пневмомотора р} = 0,9 -рм = 0,9-0,69 = 0,621 МПа, тем-
пература Г) = 54 °C, давление в конце расширения р2 = 0,21 МПа и
л-1,3-
Температура в конце процесса расширения
— 1,3-1
7'г=7'1[—Г =327|-^-Г’3 = 255 К, или t2 = -18 °C.
10.621J
Влагосодержание воздуха при термических параметрах р2 =
= 210 кПа и р"п = 0,125 кПа при t2 = -18 °C (см. П7 Приложения)
равно
d2 = 0,622—„ = 0,622------= 0,00037 кг/кг
р2-р" 210-0,0125
и относительная влажность в конце процесса расширения равна
ср2 = (Р1
Рип Р1
Pm ‘ Р1
10 15,15-0,21
’0,125-0,69
= 36,88 >1,0.
Так как (р2 > 1,0, то практически весь пар, поступающий в
пневмомотор, сконденсируется на выходе из него. Значению
влагосодержания d2 = 0,37 г/кг соответствует осушка воздуха до
точки росы - 9 °C при рн = 0,69 МПа (см. рис. 1.8).
Выхлопные трубопроводы. Обычно процесс истечения возду-
ха в атмосферу через выхлопные трубопроводы происходит при
перепадах давления pjpn > 0,528, т. е. в докритической области, ес-
ли считать давление после пневмодвигателя рц = 0,12-0,26 МПа.
Температура воздуха на участке непосредственного выхлопа
в атмосферу может быть приближенно определена по формуле
п—1
| 1 Л
Т = у I ‘0 I
vJ
где Тц - температура воздуха после пневмомотора. К; п ~ к ~ 1,4.
Таким образом, при работе пневмомотора происходит допол-
нительное снижение температуры воздуха, проходящего через
выхлопной патрубок.
221
Сопротивления. В регуляторах давления, коротких неболь-
ших отверстиях в дросселях и т. д. из-за значительного перепада
давления процесс истечения воздуха приближается к изоэнтроп-
ному, что приводит к понижению температуры и конденсации
влаги в потоке. Однако за сопротивлением скорость потока вос-
станавливается с повышением температуры. Температура возду-
ха на выходном участке канала сопротивления определяется по
формуле политропного процесса расширения (см. табл. 1.1), а в
трубопроводе после сопротивления — по формуле расчета про-
цесса истечения из сопла:
где С! и с2 —скорости воздуха соответственно до сопротивления
и за ним. Температура воздуха за сопротивлением при дроссели-
ровании определяется по упрощенной формуле:
Т2= Л + сЦй-р,),
где а = 1,6-2,5 - для диапазона давлений и температур промыш-
ленных пневмосистем. Относительная влажность за сопротив-
лением понижается из-за расширения воздуха и незначитель-
ного уменьшения температуры.
Пример 5.3. Определить температуру и относительную влаж-
ность воздуха на выходе из регулятора и в трубопроводе за ним
при одинаковых размерах подводящего и отводящего трубопро-
водов, скорости до регулятора = 15 м/с, давлении рх = 0,6 МПа,
ц = 30 °C, ср! = 1,0 и давлении на выходе р2 = 0,4 МПа.
В зависимости от режима течения потока величина показате-
ля политропы изменяется в пределах к > п > 1,0. При перепаде дав-
лений P2ZP1< Ркр — 0,528 величину показателя политропы принима-
ют равной к = 1,4, а при р2/рг > 0,528 определяют из выражения
п = 1+2
1- *
.0,286"
Для нашего примера
и = 1 + 2
0,4
0,6
0,286"
= 1,22.
222
Температура воздуха на выходе из регулятора
л-1 1,22-1
1(141122
7’г=7’1 — = 303 — ‘ = 282 К, или Г2 = 9 °C.
Относительная влажность на выходе из регулятора
(p2=(pi
Рут ' Р2
Рнп ' Pl
10 0,004241-0,4
’ 0,001147 0,6
= 2,46 >1,0.
Таким образом, на выходе из регулятора произойдет кон-
денсация паров влаги. Для определения температуры воздуха в
трубопроводе за регулятором найдем скорость потока на этом
участке:
с7 ~с, — = 15—6=22,5, м/с.
1р2 0,4 7
Тодда температура воздуха в трубопроводе после регулятора
т:, =7; I Г' - С|2 t~1 = 3O3+1—~22,52 (1-4~4 = 302,86 к,
31 2. R к 2 287 1,4
или по формуле
Т3 = ^ + а(р2 -Pi) = 303 + 0,16(0,4 - 0,6) = 302,68 К.
Относительная влажность на этом участке
Фз = Ф1
Р'тРг 10 0.004241-0,4
’ 0,0042-0,6
= 0,686 <1,0,
т. е. в трубопроводе за регулятором относительная влажность
уменьшилась.
Замкнутые объемы пневмосистем. При отсутствии расхода
воздуха из пневмосистемы (трубопроводов, ресиверов, цилинд-
ров и т. д.) охлаждение сжатого воздуха происходит в постоян-
ном объеме, т. е. процесс изохорный.
Когда известны параметры сжатого воздуха до отключения
расхода р] и ц и конечное давление перед включением расхода р2
(или текущее давление р2), то температура Т2 определяется по
223
уравнению изохорного процесса (см. табл. 1.1): Т2 = Тхр21рх. Ес-
ли конечные параметры воздуха неизвестны, то конечную тем-
пературу можно найти по уравнению энергии: Q = т-ср(Т2 - Тх)
или
T2=Tx-QI(tncpl
где m — масса воздуха в замкнутом объеме. При длительном ох-
лаждении воздуха конечная температура становится равна тем-
пературе окружающей среды.
Пример 5.4. Определить количество конденсата, выделяю-
щегося в воздухопроводе цеха длиной 1000 м и внутренним диа-
метром 400 мм, если до отключения расхода параметры воздуха
были рх = 0,6 МПа, Г] = 60 °C, <р!= 1,0 и после длительного охлаж-
дения температура воздуха стала равна температуре в цехе
г2=15 °C.
Давление насыщенного пара для температур t, и t2 соответст-
венно равно р'т = 19,919 кПа и р"п = 1,7041 кПа (см. табл. П7).
После охлаждения воздуха в замкнутом объеме давление
упадет до значения
Т 9R8
р, = р, = 0,6— = 0,561, МПа.
2 1 7] 308
Количество конденсата определяем как произведение разно-
сти влагосодержаний в начале и конце процесса охлаждения Ad
на массу воздуха т„ воздухопровода: D = Ad m,, где
Ad=d. - d, = 0,622f ------Ssi—
IPi-P™ P2-P™
' 1,0 0,019919
0,6-0,019919
0,0017041
0,561-0,0017041 J
= 0,01946 кг/кг.
Р1-Ц
m, =——-
RT.
П ,2 ;
»»' 0,6 106 0,785 0,42 103 ,
—=£------= —----------— -----------= 852,48 кг/кг,
RT 287-308
D = 0,01946-852,48 = 16,593 кг воды.
224
Рис. 5.2. Устройства со смешением потоков воздуха:
а - сопло; б ~ эжектор: в — струйный элемент; г - конечный выключатель
г
Устройства со смешением потоков воздуха. В эжекторах,
соплах, элементах струйных управляющих систем (рис. 5.2) про-
исходит смешение рабочего и эжектируемого, чаще атмосфер-
ного, воздуха.
Когда воздух ненасыщен парами воды (ф < 1), конденсация
возможна при условии, что температура сжатого воздуха Тр
больше температуры эжектируемого воздуха Тэ. При Тр < Тэ
конденсация невозможна. Предотвратить конденсацию можно
путем осушки сжатого воздуха; в этом случае степень осушки
должна быть
0,622
(5-2)
где п3 - коэффициент эжекции, т. е. отношение массы эжектиру-
емого воздуха в смешанном потоке к массе рабочего воздуха;
р^т — давление насыщенного пара в смешанном потоке; рэп — дав-
ление паров воды в эжектируемом потоке.
Пример 5.5. Определить степень осушки сжатого воздуха для
эжектора струйных систем, обеспечивающую отсутствие кон-
денсации водяных паров в смешанном потоке, при давлении ра-
225
бочего потока рр = 0,4 МПа, температуре Тр = 333 К и относи-
тельной влажности потока <рр = 1,0, давлении эжектируемого по-
тока р3 = 0,1 МПа, температуре Тэ = 288 К, относительной влаж-
ности фэ = 0,8 и коэффициенте эжекции пэ = 3,5.
Абсолютная температура смеси определяется по формуле
пропорциональности:
Гр+"эГэ
1 + Лэ
333+3,5-288
1 + 3,5
По табл. П7 находим = 3,166 кПа (по /с = 25 °C); = 1,7041
кПа (по гэ = 15 °C)- Давление паров воды в эжектируемом потоке
Рэп = Фэ Р™ = 0,8-1,7041 = 1,363, кПа.
По уравнению (5.2),
d<-.-----------------------------г-<0,0154 кг/кг.
_____________________________
Ц1+3,5]0,003166 - 3,5-0,001365 J
Этому значению влагосодержания d = 15,4 г/кг соответствует
осушка воздуха до точки росы 46 °C при р = 0,4 МПа (см. рис. 1.7).
Химическое воздействие загрязнений проявляется в корро-
зии металла пневмосистем, разрушении покрытий и уплотняю-
щих элементов растворами кислот и щелочей. Из-за способнос-
ти некоторых углеводородов (ксилола, толуола и др.) застывать
при плюсовых температурах наличие их в сжатом воздухе сис-
тем пневмоавтоматики опасно.
Нагар, образующийся в камерах сжатия компрессоров, час-
тично отслаивается от стенок под действием вибраций и уносит-
ся в нагнетательный трубопровод, холодильник и в воздухосбор-
ник, где, смачиваясь маслом, дает прочные отложения, которые
могут самовоспламеняться и вызывать пожары, взрывы. Этому
способствует наличие различных химических соединений (H2S,
озона и др.) в атмосферном воздухе промышленной зоны, где
располагается компрессорная станция. Именно такой взрыв про-
изошел на одном из заводов, где на стесненной промплощадке по
соседству располагались заводы резинотехнических изделий и
карбидный, выбросы от которых создали неблагоприятную об-
становку для эксплуатации поршневых компрессоров.
226
При выпуске отработанного сжатого воздуха из пневмопри-
емников газообразные химические загрязнения попадают в ра-
бочую зону производственных помещений и создают там антиса-
нитарную обстановку.
Электролитическому воздействию загрязнений подверже-
ны пневмоустройства с контактирующими деталями из разных
материалов и покрытий. Кислоты и щелочи являются элект-
ролитами, а детали - электродами, и в результате электроли-
тического воздействия происходит разрушение поверхности
последних.
Глава 21. НОРМИРОВАНИЕ КАЧЕСТВА СЖАТОГО
ВОЗДУХА
21.1. КЛАССЫ ЗАГРЯЗНЕННОСТИ СЖАТОГО ВОЗДУХА
ГОСТ 17433-80 «Промышленная чистота. Классы загрязнен-
ности сжатого воздуха» устанавливает 15 классов загрязненнос-
ти (табл. 5.2), учитывающих количество загрязнений в пневмо-
системах, допустимые нормы их содержания и эффективность
промышленных способов очистки сжатого воздуха.
Содержание загрязнений указано в милиграммах на кубичес-
кий метр, приведенных к нормальным условиям по ГОСТ
[2449-80.
Стандарт предусматривает восемь норм номинального и мак-
симального размера и концентрации твердых частиц в сжатом
воздухе. Концентрация твердых частиц размерами свыше номи-
нального до максимального не должна превышать 20 % от уста-
новленного общего содержания твердых частиц в милиграммах
на кубический метр для классов 1—4 и 30 % - для классов 5-10.
Для класса 0 и нечетных классов загрязненности наличие во-
ды в жидком состоянии не допускается, а содержание ее в паро-
образном состоянии определяется точкой росы, которая должна
быть ниже минимальной температуры окружающей среды не
менее, чем на 10 °C, а для класса 0 и 1 к тому же должна быть не
выше 263 К (-10 °C).
Для четных классов стандарт предусматривает допустимые
нормы количества воды в жидком состоянии, а содержание водя-
ных паров (температура точки росы) не регламентируется. Для
этих классов осушка воздуха не требуется. Для классов 0-3 и по-
следующих нечетных классов наличие масла в жидком состоя-
227
Таблица 5.2
Нормы загрязненности сжатого воздуха
ГОСТ 17433-80 (СТ СЭВ 1704-79)
Класс загряз- ненности Содержание посторонних примесей, мг/м3, не более
мкм, не более твердой частицы воды (в жидком состоянии) масла (в жидком состоянии)
0 1 2 0,5 5 0,001 1 Не допускается 500 | Не допускается
3 4 10 2 Не допускается 800 | 16
5 6 25 2 Не допускается 800 | 16
7 8 40 4 Не допускается 800 | 16
9 10 80 4 Не допускается 800 | 16
И 12 Не регламентируется 12,5 Не допускается 3200 | 25
13 14 25 Не допускается 10 000 | 100
Примечание: Содержание посторонних примесей указано для воздуха, приведе иного к усло-
виям: 293,15 К (20 °C). давление 1013,25 ГПа (760 мм рт. ст.); размер твердой частицы принимается по
наибольшему измеренному значению.
нии не допускается, а нормы в парообразном состоянии установ-
лены исходя из условия исключения его конденсации. Загрязне-
ниями считаются все виды масел и смазок при применении сжа-
того воздуха в системах, не требующих смазки при работе. Для
питания сжатым воздухом систем, требующих смазки при рабо-
те, загрязнениями считаются все сорта консервирующих и ком-
прессорных масел и смазок. Независимо от класса загрязненно-
сти стандарт допускает в сжатом воздухе только следы кислот и
щелочей или их концентраций, не оказывающих вредного влия-
ния на пневмосистему.
Для европейских пневмосистем разработан стандарт качества
сжатого воздуха ISO 8573-1 от 1991 г., которым было установле-
но пять классов чистоты воздуха - от 1 до 5. Наиболее чистым
считался воздух класса 1. Тем не менее для определения уровня
масла в сжатом воздухе рассматривались только аэрозоли (мель-
чайшие капли масла в воздушном потоке) и масло в жидкой фазе
(пристенный поток масла, двигающийся вдоль стенок трубы). Па-
228
Таблица 5.3
Нормы загрязненности сжатого воздуха по ISO 8573-1
Примеси (твердые частицы) Вода Масло
качества воздуха ISO 8573-1 Макс, колич. частиц на м3, диаметр (</) частиц, мкм Макс, точка росы под дав- лением. °C Макс, концен-
<0,10 0.1<d<0,5 0,5 < d s 1,0 1,0<4<5,0 трация, мг/м3
0 Указывается покупателем или пользователе лее чище, чем класс 1) м оборудовс НИЯ (но бо-
1 100 1 0 -70 0,01
2 100 000 1000 10 -40 0,1
3 • 10000 500 -20 1
4 • 1000 3 5
5 • • 20 000 7 >5
* Не указано.
ры масла при температурах ниже 35 °C в расчет не принимались.
Позднее специалисты пришли к выводу, что для электронно-
го, фармацевтического, пищевого и других ответственных про-
изводств необходим более высокий уровень чистоты воздуха.
Поэтому в 2001 г. стандарт был пересмотрен. К существующей
градации чистоты воздуха была добавлена новая, более строгая
ступень: ISO 8573-1 CLASSO (табл. 5.3). В новой методике заме-
ров для определения фактического качества воздуха были учте-
ны все три вида масляных загрязнений - загрязнение аэрозоля-
ми, парами масла и маслом в жидкой фазе.
В стандарте ISO сжатый воздух классифицируется по степе-
ни его загрязнения всеми включениями. Например, сжатый воз-
дух класса качества 2.3.2 допускает загрязнения: твердые части-
цы размером 1 мкм; концентрация 5 мг/м3; вода: точка росы под
давлением - 40 °C; масло 0,1 мг/м3. Классы загрязненности сжа-
того воздуха указываются в технических требованиях к эксплу-
атации пневматических систем и устройств.
21.2. КЛАССЫ ЗАГРЯЗНЕННОСТИ СЖАТОГО ВОЗДУХА
ДЛЯ ПНЕВМОСИСТЕМ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ
Конструктивная схема, материалы и покрытия пневматичес-
ких устройств существенно влияют на их чувствительность к за-
грязнениям. Из всех типов воздухораспределителей наименее
чувствительны к загрязнениям конструкции клапанного типа,
229
затем с плоским золотником. Наиболее чувствительны распре-
делители с цилиндрическим золотником - из-за малых зазоров
их часто заклинивает. В пневматических моторах аксиально-
поршневого типа наиболее чувствительна к загрязнениям по-
верхность распределительного диска. В моторах шестеренного и
шиберного типов наиболее подвержены износу и заклиниванию
торцевые поверхности роторов и уплотнительные диски.
Применение антикоррозийных покрытий и материалов с
обеспечением качественной смазки трущихся поверхностей
пневмоустройств значительно снижает их чувствительность к
жидкости. Еще больший эффект дает применение новых синте-
тических материалов и покрытий для трущихся деталей, напри-
мер антифрикционных углеродных и композиционных пласт-
масс типа АМИП и К20. Но в любом случае конструкции уст-
ройств не должны допускать скопления конденсата во внутрен-
них полостях. Применение трубопроводов из пластмасс и цвет-
ных металлов исключает внесение ими продуктов коррозии и
других загрязнений после фильтрующего устройства. Класс за-
грязненности сжатого воздуха должен удовлетворять требова-
нию надежной работы пневмоустройств и технологии какого-
либо процесса.
Дать точные рекомендации по выбору степени очистки на
все случаи использования пневмоприемников не представляется
возможным. Ориентировочный выбор класса загрязненности
сжатого воздуха для некоторых пневматических устройств и си-
стем управления можно сделать по табл. 5.4. Пневматическое
оборудование разделено на четыре группы в зависимости от чув-
ствительности оборудования к загрязнениям сжатого воздуха
[33].
Группа А. Коммуникации пневматических систем, емкости,
оборудование силовых приводов мембранного типа и сильфон-
ные устройства, имеющие надежное антикоррозийное покры-
тие, в которых трущиеся поверхности непосредственно не со-
прикасаются с воздухом.
Группа В. Пневматическое оборудование для систем механи-
зации и автоматизации производственных процессов (пневмати-
ческие цилиндры и пневматические моторы, пневматический
инструмент, распределительная и контрольно-регулирующая
аппаратура и другие устройства с проходными и дроссельными
отверстиями, имеющими минимальный размер поперечного се-
чения не менее 0,8 мм).
230
Таблица 5.4
Степень очистки сжатого воздуха для пневматического оборудования
в зависимости от степени расширения п температурных условий
Сте- пень Температура Пневматическое оборудование
tu,°C to. °с рения возду- ха, не более сжато- го воз- Группа А Группа В Группа С
духана входе ] 11 ] л I 11
20 2 'м 10 15 0 X X X X XX XX XX XX XXX XXX XXX XXX
6 А» 5 -15 X XX X XX XX XXX XX XXX XXX хххх XXX XXX
0 2 1о -5 -20 хххх хххх X X хххх хххх XX XX хххх хххх XXX XXX
6 *0 -5 -35 хххх хххх X X хххх хххх XX XX хххх хххх XXX XXX
20 2 10 0 0 X X X X XX XX XX XX XXX XXX XXX XXX
20 6 10 -15 -15 XX XX XX XX XXX XXX XXX XXX хххх хххх XXX XXX
2 to -5 -20 хххх хххх X X хххх хххх XX XX хххх хххх XXX XXX
6 *0 -15 -35 хххх хххх X X хххх хххх XX XX хххх хххх XXX XXX
2 'м *0 -15 0 XX X XX X XXX XX XX XX хххх хххх XXX XXX
5 ZU 6 10 -30 -15 XXX XX XX XX хххх XXX XX XXX хххх хххх XXX XXX
2 to -15 -20 хххх хххх X хххх хххх XX XX хххх хххх XXX XXX
0 6 -30 -35 хххх хххх X X хххх хххх XX XX хххх хххх XXX XXX
Примечание. Для пневмоустройств группы D степень очистки от влаги и механических при-
месей во всем диапазоне температур и любой степени расширения хххх; I — степень очистки от влага,
II - степень очистки от механических загрязнений.
Группа С. Пневматическое оборудование для систем механи-
зации и автоматизации производственных процессов с повышен-
ными требованиями к надежности (точные дроссельные и дем-
пфирующие устройства, аппаратура с прецизионными парами и
диаметрами условных проходов 0,5-2,0 мм).
Группа D. Пневматические приборы и устройства автомати-
зации систем контроля и регулирования теплоэнергетических и
химических процессов, а также измерительных и других ответст-
231
венных систем (блоки АУС. точные регуляторы, датчики, слож-
ные приборы и др.).
Важным моментом при выборе степени очистки воздуха
является определение точки росы. Воздух должен быть осу-
шен до такого значения, чтобы при заданном рабочем давле-
нии во всем рабочем диапазоне температуры не произошло
конденсации влаги для оборудования группы D и образования
льда для групп А, В и С (см. табл. 5.4). Здесь необходимо так-
же учитывать фактор снижения температуры при расширении
сжатого воздуха в пневмоустройствах; например, в пневмодви-
гателях температура воздуха падает на 35-50 °C, а в сопловых
насадках (адиабатный процесс расширения) она снижается на
40-80 град.
В графе 5 табл. 5.4 даны ориентировочные значения точки
росы /р, до которой необходимо осушить воздух. Они определе-
ны исходя из рабочей температуры /м в магистральном трубо-
проводе, температуры г0 окружающей среды и степени расшире-
ния следующим образом.
1. Сжатый воздух поступает к потребителю с температурой,
близкой к гм;
степень расширения воздуха не более 2:
'р = 'м - 20 при /«>/„- 20 °C;
rp = - 5 при го < г„ - 20 °C.
Степень расширения воздуха около 6:
/р = tM - 35 при to > - 35 °C;
t„ = /„ - 5 при to < t„ - 35 °C.
2. Сжатый воздух поступает к потребителю с температурой,
близкой к to;
степень расширения воздуха не более 2:
/р = Го-20°С.
Степень расширения воздуха около 6:
гр = го-35°С.
В табл. 5.4 приведены следующие обозначения для необходи-
мой степени очистки от загрязнений.
232
Очистка от механических примесей:
х - грубая очистка (тонкость фильтрации от 80 до 100 мкм),
хх - нормальная очистка (от 20 до 50 мкм),
ххх - тонкая очистка (от 5 до 15 мкм),
хххх — особо тонкая очистка (тонкость фильтрации менее 5 мкм).
Очистка от влаги:
х - грубая очистка (концентрация влаги в жидком состоянии
не более 4 г/м3),
хх - нормальная очистка (не более 0,4-0,6 г/м3),
ххх - тонкая очистка (не более 0,04-1,0 г/м3),
хххх - особо тонкая очистка (влага в жидком состоянии не до-
пускается, концентрация парообразной влаги должна соответст-
вовать точке росы /р, указанной в графе 5).
Рекомендации, приведенные в табл. 5.4, даны для непрерывно-
го расширения сжатого воздуха и существования естественного
теплообмена между пневматическим устройством и окружающей
средой. При наличии теплоизоляции требования к очистке воздуха
необходимо повысить, чтобы свести до минимума возможность
конденсации паров при /р < 0 СС для групп А, В и С оборудования.
Зарубежные руководства рекомендуют для некоторых пнев-
матических устройств и систем следующие классы по ISO 8573-1
качества сжатого воздуха (табл. 5.5).
Таблица 5.5
Рекомендуемые классы качества сжатого воздуха по ISO 8573-1
Пневматическое устройство, технологический процесс 1 Класс качества
Твердые частицы Влага Остаточное содержание масла
Магистральные и цеховые воздухопроводы Пневмоприводы и системы, работающие при дав- лении до 1,0 МПа 4 4 5
I прессы 4 4 5
сварочные аппараты 4 4 5
упаковочные машины 4 3 3
металлорежущие станки 4 3 5
воздушная смазка подшипников и направляю- щих станков и приборов 2 2 3
пневмодвигатели мембранного и других типов, в которых трущиеся поверхности не соприкаса- ются со сжатым воздухом 4 4/1 5
пневмодвигатели шестеренного, кулачкового и винтового типов, воздушные турбины 2 2 3
, пневмоцилиндры 3 3 5
233
Окончание табл. 5.5
Пневматическое устройство, технологический процесс Класс качества
Твердые частицы Влага Остаточное содержание масла
пневмоинструмент пистолеты-краскораспылители Воздух для очистки деталей; дутье в нагреватель- ные и термические печи Пусковой воздух Элементы пневмоавтоматики регулятор давления управляющие устройства измерительные устройства для контроля ли- нейных размеров с контактно!^ и бесконтакт- ной измерительной оснасткой Пневматические приборы и устройства Государст- венной системы промышленных приборов (ГСП) дроссельные бездроссельные Пневмотранспорт транспорт гранулированных веществ транспорт порошкообразных веществ транспорт пищи и напитков 4 3 4 3 3 2 2 2 3 3 2 2 5/2 3/2 4 5 3 2 2 2 3 4 3 3 5/4 3 4 3 5 3 2 3 5 3 1 1
Глава 22. ОЧИСТКА ВОЗДУХА ОТ ТВЕРДЫХ И ЖИДКИХ
ЧАСТИЦ
22.1. ГРАВИТАЦИОННОЕ ОСАЖДЕНИЕ ЧАСТИЛ
Отделение твердых и жидких частиц из среды, в которой они
взвешены, происходит под действием сил тяжести, инерции, эле-
ктрических и радиометрических сил, а также в результате моле-
кулярной и турбулентной диффузии. Коагуляция (укрупнение)
пылевых частиц и определенные условия контакта с поверхнос-
тями, на которые они осаждаются, способствуют процессу сепа-
рации.
Сила тяжести, действующая на шарообразную частицу,
= Т8 <Р(.Р ~ Рв).
О
где р, рв - плотность частицы и воздуха, соответственно, кг/м3;
d — диаметр частицы, м.
234
Аэродинамическое сопротивление небольшой шарообраз-
ной частицы, движущейся с малой скоростью относительно воз-
духа, определяется законом Стокса:
Fs =
где cs — скорость движения частицы, м/с; — коэффициент дина-
мической вязкости воздуха, Па-с.
Для гравитационного осаждения частицы необходимо вы-
полнение условия Fa > Fs. В случае Fn = Fs или р = рв ее падение
прекращается. Осаждение частицы под действием силы тяжести
наиболее полно проявляется в покоящейся среде и в ламинарных
потоках. Скорость осаждеиия частицы в канале незначительно
отличается от ее скорости витания, равной
с» = - Р.Ж-
Габариты камеры, необходимые для гравитационного осажде-
ния частиц крупнее заданного размера </,, обычно подбираются
из приближенного соотношения
L=H—,
где L — длина камеры, м; Н — ее высота, м; св — скорость движе-
ния воздуха в камере, обычно выбираемая от 0,2 до 0,8 м/с.
22.2. ИНЕРЦИОННОЕ ОСАЖДЕНИЕ ЧАСТИЦ
Инерционные силы возникают при взаимодействии частиц с
увлекающим их потоком. Поток, несущий частицы, может
иметь прямолинейное поступательное или криволинейное дви-
жение. В прямолинейных потоках инерционные эффекты про-
являются при обтекании препятствий, каковыми могут быть от-
дельные сферические тела (капли), цилиндры (стержни, волок-
на), плоские перфорированные листы, рейки и др. При обтека-
нии потоком препятствий линии тока искривляются, а частицы
вследствие своей инерции продолжают двигаться поперек изо-
гнутых линий тока и наталкиваются на препятствие, где и осаж-
даются (рис. 5.3). Условие инерционного осаждения в значитель-
ной мере определяется критерием Стокса:
235
Рис. 5.3. Схема обтекания
цилиндра запыленным по-
током
18ц„х
где х - характерный
размер обтекаемого
тела, м; св„ - скорость
потока на значительном удалении от препятствия, м/с.
Осаждение частицы происходит не только на пересечении
контура препятствия, но и тогда, когда частица только его кос-
нется и зацепится. Зацепление существенно увеличивает эффек-
тивность осаждения частиц, особенно на тонких волокнах или
других препятствиях, когда размеры частицы соизмеримы с их
размерами.
По критическому значению критерия Стокса St^ можно оп-
ределить минимальный диаметр Jmm частиц, оседающих на теле
определенной конфигурации (табл. 5.6). Инерционные осажде-
ния частиц в криволинейном потоке одни из наиболее распрост-
раненных в технике. На подобном принципе, например, основа-
на работа циклонных пылеуловителей; центробежное осажде-
ние частиц применяется также в качестве вспомогательного
Таблица 5.6
Критические значения критерия Стокса и минимального диаметра
осаждающихся частиц для некоторых препятствий
Препятствие sc. Диаметр препятствия, мкм М/с Диаметр наименьшей частицы из осаждаемых, мкм
Цилиндрические во- локна или проволока 1/8 30 60 350 450 90 1,5 2,5 1,5 2,5 1,5 1,5 2,5 0,39 0,30 0,56 0,43 1,38 1,56 1,7
Капля сферическая 1/12 50 500 2,5 15 100 2,5 15 100 0,33 0,134 0,052 1,04 0,425 0,16
236
Рис. 5.4. Схема циклона:
/ - входной патрубок: 2 - цилиндрическая часть; J - коническая
часть; 4 — выхлопной патрубок
фактора иных по принципу фильтрации
аппаратов.
Схема циклона показана на рис. 5.4.
При поступательно-вращательном дви-
жении частицы, находящиеся в воздухе,
под действием центробежной силы от-
брасываются к наружной стенке цик-
лона и, ударяясь о нее, оседают вниз.
Наиболее мелкие частицы, не успев-
шие дойти до стенки циклона, уносятся
потоком через внутреннюю выхлоп-
ную трубу.
Диаметр наименьшей частицы из
осаждаемых в циклоне
4nin=3
vB-pB л Я2|2
---———\п-±
л-^-со-р
где vB—- кинематическая вязкость воздуха, м2/с; — число витков
потока в циклоне; со — угловая скорость вращения потока, 1/с; /?2,
R} - наружный и внутренний радиусы циклона, м.
Очевидно, что минимальный диаметр будет у частиц, непо-
средственно прилегающих к наружной стенке циклона, R} R2,
4nin “> 0. По мере уменьшения величины R} диаметр осаждаю-
щихся частиц увеличивается:
22.3. ДИФФУЗИЯ И ФИЛЬТРАЦИЯ
Диффузией называется самопроизвольный процесс уста-
новления внутри фаз (в нашем случае частицы - воздух) равно-
весного распределения концентраций. При диффузии частицы
не остаются на одной линии тока. Совершая беспорядочные
движения во всех направлениях, они приближаются к грани-
цам потоков и сталкиваются с поверхностями обтекаемых
препятствий. Различают молекулярную и турбулентную диф-
фузию.
237
Рис. 5.5. Влияние эффектов инер-
ций, зацепления и диффузии на за-
висимость коэффициента проско-
ка частиц от скорости потока
Молекулярная диффузия в
газах осуществляется путем
беспорядочного теплового
движения молекул. Мелкие
частицы, подвергаясь уда-
рам молекул газовой сре-
ды, приобретают скорость, что служит причиной отклонения их с
линии тока. Молекулярная диффузия является определяющей для
осаждения частиц размером d < 0,15 мкм. Значительно больший
диапазон по размерам частиц охватывает турбулентная диффу-
зия. Полнота захвата частиц турбулентными пульсациями зависит
от их массы или инерции; частицы размером d < 30 мкм полно-
стью увлекаются турбулентными пульсациями.
Фильтрация — процесс осаждения частиц в массе тонких во-
локон либо пористых слоев, в которых проходит извилистый и
относительно длинный путь в глубину этой массы. Промежутки
между волокнами (стенками пор) значительно больше, чем раз-
меры улавливаемых частиц.
Фильтрация осуществляется в результате одновременного
действия рассмотренных выше механизмов отделения частиц:
инерционного действия, в том числе «эффекта зацепления», и
диффузии. Наглядное представление о механизме фильтрации
дает рис. 5.5.
В процессе диффузии с увеличением диаметра частиц d4, ди-
аметра волокон Df и плотности упаковок фильтра 8( кривая пе-
ремещается влево. При зацеплении с увеличением d4 и 8( она пе-
ремещается вниз, с увеличением Dj~ вверх. В случае инерции с
увеличением d4 и 8У она перемещается влево, с увеличением Df-
вправо. Суммировать эффекты от действия отдельных механиз-
мов нельзя, так как общий эффект хотя и больше каждого от-
дельного слагаемого, меньше их суммы.
22.4. УСЛОВИЕ УДЕРЖАНИЯ ЧАСТИЦ НА ПОВЕРХНОСТЯХ
Сухие поверхности. Столкновение частицы с препятствием
подчиняется закономерности удара. Коэффициент восстановле-
ния скорости после удара зависит от контактирующих материа-
238
лов и его можно принять равным 0,8. Отскоку частицы после
удара препятствует сила адгезии. Если кинетическая энергия от-
скока частицы меньше энергии адгезии, то частица прилипает, в
противном случае она отскакивает. Энергия адгезии убывает
очень быстро - пропорционально квадрату или даже кубу разме-
ра зазора в наиболее узком его месте, становясь малой величи-
ной уже при зазорах около 1 мкм.
Граничное значение скорости, при котором еще возможно
прилипание частицы
сад = 0,25/J, см/с,
где d — размер частицы, мкм.
Таким образом, частицы размером около 1 мкм могут прили-
пать к поверхности при скоростях столкновений около 0,3 см/с.
Сухие поверхности не могут удерживать крупные частицы; мак-
симум эффективности сухих фильтров соответствует крупности
частиц 4—6 мкм. Заполнение сухих фильтров полимерными ма-
териалами, имеющими низкий коэффициент восстановления
скорости частиц после удара, улучшает условия контакта и по-
вышает эффективность осаждения.
Смоченные поверхности. Смачивание поверхности резко
повышает величину адгезии. При отрыве частицы от смоченной
поверхности адгезия действует до тех пор, пока частица сохраня-
ет контакт с пленкой жидкости. Принимая в соответствии с этим
зазор равным толщине пленки замасливателя 20-40 мкм, полу-
чаем граничное значение скорости, при котором возможно еще
прилипание частицы:
Сад = 7350/J, см/с.
Из последнего следует, что частицы размером 10 мкм задер-
живаются смоченной поверхностью даже при скоростях более
7,0 м/с, но частицы размером 100 мкм отскакивают при скоро-
стях около 1,0 м/с. При скоростях фильтрации около 3,0 м/с, ха-
рактерных для масляных фильтров, могут надежно удерживать-
ся хорошо смачиваемые частицы размером до 50 мкм. Плохо
смачиваемые (гидрофобные) частицы, например кварца, удер-
живаются при тех же скоростях фильтрации гораздо хуже, толь-
ко размером до 10 мкм.
Коагуляция частиц. Соприкосновение частиц, взвешенных в
воздушной среде, часто приводит к образованию «агрегатов»,
239
т. е. к коагуляции. Такой процесс всегда желателен, поскольку
удаление более крупных, «агрегатированных» частиц осуществ-
ляется легче. Механизм удерживания соприкоснувшихся частиц
чрезвычайно сложен. В наиболее общем случае он обусловлен
силами молекулярного притяжения, которые определяются за-
зором между частицами и становятся ничтожно малы при зазоре
около 1 мкм.
Для движущегося потока характерны градиентная и турбу-
лентная коагуляция. Градиентная коагуляция возникает при гра-
диенте скорости газа в поперечном сечении канала, когда части-
ца у стенки затормаживается. Если расстояние между частицами,
имеющими разную скорость, меньше суммы их размеров, то час-
тицы должны соприкоснуться. Градиентная коагуляция ограни-
чена тонким простеночным слоем и имеет существенное значе-
ние при движении потока по длинным извилистым отверстиям.
Именно так фильтруют мелкодисперсную влагу из сжатого воз-
духа пористые керамические, бронзовые фильтрэлементы и др.
Турбулентность искажает траектории движения мелких час-
тиц, движущихся относительно друг друга, благодаря чему они
сталкиваются и происходит турбулентная коагуляция. Послед-
ней способствует, например, ультразвуковое поле, в котором ча-
стицы приходят в колебательное движение и укрупняются.
Глава 23. КОНСТРУКЦИИ УСТРОЙСТВ ДЛЯ ОЧИСТКИ
ВОЗДУХА
23.1. КЛАССИФИКАЦИЯ УСТРОЙСТВ ОЧИСТКИ ВОЗДУХА
Согласно СниП 1-Г.5-82 оборудование, применяемое для
обеспыливания воздуха, подразделяется па фильтры и пылеуло-
вители. На компрессорных станциях для очистки атмосферного
и сжатого воздуха устройства, относящиеся к обеим группам, ча-
сто дополняют друг друга. Характеристика воздушных фильт-
ров дана в табл. 5.7.
Перед всасывающим патрубком компрессорных установок
производительностью до 100 м3/мин обычно устанавливаются
ячейковые масляные и сухие фильтры. Собственно ячейкой яв-
ляется металлическая коробка 500x500 мм и высотой 50 мм
(рис. 5.6). Коробка заполняется стальными гофрированными
сетками, волокнистыми или губчатыми материалами. В зависи-
мости от заполнителя ячейковые фильтры имеют следующую
240
Таблица 5.7
Характеристика воздушных фильтров
Тип фильтра Воздушная на- грузка на сечение входа, м3/мг Началь- ное со- против- ление Др, Па Пылеем- кость при увеличении Др в 2-3 ра- за. г/м* Способ регенерации
Рекомен- дуемая Допус- тимая
Сухие волокнистые Смена фильт-
ячейковые ФяЛ 6000 7000 98 430 рующего ма-
рулонные ФРП 5000 9000 98 1000 териала
Сухой сетчатый ФяВ 6000 7000 59 2600 Очистка
С$хой губчатый ФяП Промасленные (10 % масла от массы волокна) волокнистые 6000 7000 68 3500 пневматичес- ки или про- мывка в воде Смена фильт- рующего ма-
рулонные ФРУ 8000 10 000 59 450 териала
ячейковые ФяУ 6000 7000 39 570
Масляные самое читающиеся 7000 8000 78 7-15 —
ячейковые ФяР 6000 7000 59 2300 Промывка в
ячейковые ФяВ 6000 7000 59 2600 содовом рас- творе с про- масливанием
модификацию: ФяР - фильтр ячейковый с заполнением из 12
стальных гофрированных сеток по ГОСТ 3826-86; ФяВ - с за-
полнением из 12 винипластовых «сеток» по СТУ 30-124-23-62;
ФяП - с заполнением пенополиуретаном по МРТУ 6-05-1150-68;
ФяУ- с заполнением стекловолокнистым материалом по ТУ 21-
01-369-70. Стекловолокнистый материал ФСВУ выпускается
шириной до 1150 мм и толщиной 50 мм, плотностью 8 кг/м3. Ма-
териал весьма упруг и может наматываться на катушку, утонча-
ясь при этом до 2-3 мм, и так храниться. Смотанный с катушки
материал приобретает первоначальную форму. Использован-
ные маты выбрасываются.
На компрессорных станциях до сих пор продолжают приме-
няться фильтры ГСТМ-373 с заполнением из промасленных ко-
лец Рашига (отрезки алюминевых или стальных трубок диамет-
ром 10-15 мм, длиной 10-20 мм и толщиной не более 1 мм). Сна-
ряженная кольцами коробка глубиной 80 мм имеет значитель-
ную массу от 27 до 35 кг и большое сопротивление. Необходи-
мость обновления масляной пленки на кольцах обусловливает
регулярное проведение грязных и трудоемких операций по их
241
Рис. 5.6. Унифицированный ячейковый фильтр Фя:
1 - разъемная коробка: 2 - установочная рамка; 3 — пружинные защелки
промывке, и постепенно эти фильтры заменяются более про-
грессивными, волокнистыми.
Компрессорные установки средней и большой производи-
тельности (более 150 м3/мин) оборудуются преимущественно ру-
лонными волокнистыми фильтрами ФРУ. Такой фильтр в зави-
симости от пропускной способности собирается из двух или трех
унифицированных секций шириной 800 и 1050 мм. Каждая сек-
ция представляет собой камеру / (рис. 5.7), в верхней части кото-
рой расположена катушка 3 с чистым фильтрующим материа-
лом, например из ФСВУ, в виде мата длиной 25 м, а в нижней ча-
сти - катушка, на которую наматывается фильтрующий матери-
ал по мере забивания пылью. Каркасом для мата служит по-
движная решетка 2, выполненная из бесконечных роликовых це-
пей, в ушках которых закреплены поперечные проволочные
сетки. Подвижная решетка натянута между нижним и верхним
валами. На одном каркасе устанавливается несколько катушек,
что обусловливает широкую гамму типоразмеров фильтра на
разную пропускную способность (табл. 5.8). Режим смены филь-
трующего материала определяется перепадом давления на
242
Рис. 5.7. Фильтр ФРУ:
1 — подвижная решетка; 2 - сварная рама; 3 - катушка с фильтрующим материалом; 4 — электропривод
фильтре: при достижении заданного перепада давления матери-
ал автоматически передвигается электроприводом на опреде-
ленную зону. После запыления всего рулона он заменяется.
Рулонные фильтры ФРП идентичны фильтрам ФРУ, но их
особенность состоит в системе пневматической регенерации
фильтрующего материала (система бокового отсоса пыли).
В фильтрах ФРП используются маты из нетканого материала
ФВН длиной 100 м, которые служат гораздо дольше благодаря
частичной регенерации (отсоса пыли). Материал ФВН - это
смесь натуральных и синтетических волокон толщиной 0,6 мм,
связанных между собой специальным клеем. Рулонные фильтры
ФРП могут быть снаряжены и другими фильтрующими матери-
алами, например капроновыми сетками.
Самоочищающиеся масляные фильтры (рис. 5.8), снабжен-
ные шторками из одинарной проволочной сетки, имеют пропу-
243
Таблица 5.8
Техническая характеристика фильтров ФРУ
Характеристика Тип
Ф12РУ1 Ф12РУ2 Ф6РУ6 Ф4РУ4 Ф2РУ7
Пропускная способность, м3/ч 120000 80000 60 000 40000 20 000
Площадь рабочего сечения, м2 12 8 6 4 2
Количество секций шириной 1050 мм 3 3 1 2
800 мм — — 2 — 2
Количество катушек 6 6 6 4 4
скную способность каждой секции 20 тыс. м3/ч и гидравлическое
сопротивление 52,2 Па. Шторки, подвешенные к подвижным
втулочным цепям, перекрывают друг друга, образуя жесткое
фильтрующее полотно из трех-четырех слоев. При входе в мас-
ляную ванну полотно автоматически разделяется на отдельные
30 374 зо
звенья, очищающиеся са-
мостоятельно.
Как показывает прак-
тика, масляные фильтры
плохо регенерируются и
имеют большое сопротив-
ление при низких темпе-
ратурах (ниже -20 °C) ат-
мосферного воздуха из-за
температуры застывания
применяемого висциново-
го масла (нижняя темпе-
ратурная граница -15 °C)
и даже при введении в не-
го депрессатора АзНИИ,
понижающего температу-
ру застывания до -25 °C. В
связи с этим масляные са-
моочищающиеся фильт-
ры постепенно заменяют-
Рис. 5.8. Самоочищающийся
фильтр
244
Рис. 5.9. Фильтркамера компрессора:
1 - жалюзи; 2 - звукоизоляционное покрытие; 3 - фильтр; 4 - измерительное сопло; 5 - всасывающий
патрубок
ся на компрессорных станциях на более прогрессивные сухие
фильтры.
Пылеуловители. Пылеосадительные камеры и жалюзийные
сухие пылеуловители (жалюзийные решетки) применяются как
составные элементы фильтра-камеры компрессорных устано-
вок средней и большой производительности - (рис. 5.9).
В пылеосадительных камерах используется гравитацион-
ный принцип осаждения частиц из потока. Для эффективной
очистки необходимо, чтобы частицы находились в камере как
можно дольше. Скорость потока в пылеосадительной камере
принимается до 2,0 м/с. Даже самые совершенные по конструк-
ции камеры занимают много места и в качестве самостоятель-
ных элементов системы пылеулавливания почти не применяют-
ся. Пылеосадительный отсек типичной фильтркамеры компрес-
сора (см. рис. 5.9), имея длину около 2,5 м, практически не осаж-
дает даже крупные частицы, так как скорость воздуха после жа-
люзийной решетки велика - более 5,0 м/с.
245
Жалюзийный пылеуловитель — это решетка из металличес-
ких пластин, поворачивающихся вокруг своей оси и располагаю-
щихся под углом к потоку. Решетка разбивает поток на тонкие
плоские струйки, каждая из которых совершает поворот вокруг
пластины. Крупные частицы отражаются от пластинок под уг-
лом, близким к углу падения, и не проходят сквозь решетку.
Мелкие частицы, движущиеся под большим углом к линии ре-
шетки, увлекаются потоком далее в камеру. Инерционный прин-
цип осаждения частиц в жалюзийных решетках наиболее эф-
фективен при отделении крупных частиц размером более 40 мкм
(97 % улавливания такой пыли). Жалюзийная решетка обычно
располагается на высоте более 4,0 м пылеосадительного отсека
фильтра-камеры.
23.2. ВЫБОР ФИЛЬТРА ДЛЯ КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ
Требования к полноте улавливания частиц определяются в
первую очередь защитой проточной части компрессоров, а за-
тем условиями эксплуатации пневмосистемы в целом согласно
ГОСТ 17433-80. Каждый фильтр рассчитан на определенные
условия работы, и способность улавливания им пыли различна
(рис. 5.10). По «Правилам технической эксплуатации воздуш-
ных компрессорных станций» [40], на всех компрессорных
станциях с компрессорами производительностью более
100 м3/мин необходимо устанавливать индивидуальные или
групповые самоочищающиеся фильтры, имеющие сопротив-
ление не более 200-250 Па. Для компрессоров производитель-
ностью до 10 м3/мин разрешается проводить забор воздуха из
помещения компрессорной станции.
Для вновь установленных компрессоров забор атмосферного
воздуха следует осуществлять на высоте не менее 6-8 м от по-
верхности земли. Устройство для забора воздуха должно быть
защищено от попадания атмосферных осадков и оборудовано
шумоглушащим устройством. Основные показатели фильтров
приведены в табл. 5.7.
Выбор фильтра основан на соответствии его эффективности
задаче очистке воздуха. При повышенной запыленности атмо-
сферного воздуха применяются главным образом механизиро-
ванные фильтры 3-го класса. При концентрации пыли менее
0,5 мг/м3 и очистке больших объемов воздуха (более 15 тыс. м3/ч)
могут использоваться рулонные волокнистые фильтры типа ФРУ,
246
Си Кс ли лол» :с видны 1 й камеи I плй уго; ИТ ь II синь НИ! 1Й песок гческая
III
1Ь иковаяг ТУ WJ ча ь II язе || рп СП.
Металлу пь i
коэос пыл пасные га 1СЧС
JC Эбычн III тмар щ аясажа II 1 тснойск III
Возгон!
>а« Ht 4Й Л ым
Пылеосад. камеры
Циклоны
1 кансвыс фильтры
1000 мкм
Рис. 5.10. Диаграмма областей применения пылеулавливающих установок
а при очистке меньших объемов воздуха - ячейковые фильтры с
тем же фильтрующим материалом. При концентрации пыли бо-
лее 0,5 мг/м3 предпочтение следует отдавать масляным фильт-
рам либо фильтрам с промасленным волокнистым материалом
(ФяР, ФяВ - см. табл. 5.7). Правильность выбора фильтра опре-
деляется расчетом на достаточную пылеемкость, иначе эксплуа-
тация может осложниться.
Пример 5.6. Выбрать фильтр для очистки воздуха на входе во
всасывающий патрубок компрессора производительностью Vo =
= 100 м3/мин, если концентрация пыли в атмосферном воздухе в
месте его забора 0,1 мг/м3 и требуемая степень очистки Т)ф = 0,9.
Для требуемых условий подходящим будет кассетный масляный
фильтр типа ФяР (см. табл. 5.6).
Рекомендуемая скорость фильтрации для ФяР равна сф =
= 6000 м3/(м2-ч) при площади лобовой поверхности f = 0,22 м2.
Площадь фильтрации
Необходимое число кассет
7 !’0 Л
/ 0,22
Выбираем для установки четыре кассеты ввиду удобства их
компоновки в одной панели. Расчетная пылеемкость кассеты
при увеличении ее сопротивления в 3 раза (с 59 до 180 Па) равна
т = 2300-0,22 = 506 г.
Количество пыли, оседающее в кассете при Т]ф = 0,9,
100 1,0 0,9 ____ .
а =----------= 0,375, мг/с.
60-4
Продолжительность работы фильтра до регенерации
а 3600 0,375 10 3 ’ ’
что соответствует 15,6 рабочим дням.
Следовательно, кассеты подлежат регенерации 23 раза в год.
248
Расход масла на зарядку одной кассеты 200 г и годовой рас-
ход масла на фильтры равен: тм = 23-4-0,2 = 18,4 г.
Глав а 24. МЕТОДЫ И СПОСОБЫ ОСУШКИ ВОЗДУХА
24.1. МЕТОДЫ ОСУШКИ ВОЗДУХА
При сжатии компрессор вместе с воздухом всасывает все
примеси: пыль, влагу, пары масла, химикатов и др. Загрязнения,
которые были рассредоточены в 10 м3, концентрируются в
1-2 м3 сжатого воздуха. В нем они присутствуют даже несмотря
на фильтры, встраиваемые на входе компрессора. Поэтому по-
сле компрессора необходимы средства очистки сжатого воздуха,
такие как осушители и фильтры.
Наиболее серьезную проблему представляет влажность, по-
скольку в воде растворяются практически все примеси, содер-
жащиеся в воздухе. Получившаяся в результате растворения
агрессивная смесь вызывает активную коррозию в трубах, а
окисленные частицы переносятся к оборудованию, потребляю-
щему сжатый воздух, приводя к его преждевременному износу.
Как правило, влага в самом компрессоре не конденсируется
благодаря высокой температуре воздуха в процессе сжатия.
Конденсация происходит после охлаждения сжатого воздуха до
температуры точки росы в магистральной или цеховой сети,
поэтому осушка сжатого воздуха становится приоритетной за-
дачей.
Методы осушки газов основаны на следующих принципах:
охлаждении с последующим выделением и удалением конденса-
та, поглощении влаги различными веществами — всем объемом
вещества (абсорбция) и его поверхностью (адсорбция), задерж-
кой и отделении паров мельчайшими порами на поверхности ве-
щества - мембранами.
Осушка воздуха охлаждением с конденсацией водяных па-
ров. Процесс перехода пара в жидкость называется конденсаци-
ей. Конденсация может происходить как в объеме, так и на ох-
лаждаемой поверхности при достижении газом температуры
точки росы. При температуре поверхности ниже 0 °C пары воды
переходят в твердую фазу - лед, удаление которого с поверхно-
сти затруднительно.
В технике обработки сжатого воздуха общего назначения ох-
лаждение воздуха производится в рекуперативных теплообмен-
249
никах «вода—воздух» и «воздух-воздух» и в испарителях холо
дильных установок.
Рекуперативные теплообменники широко применяются в
компрессорных установках для охлаждения воздуха в процессе
его сжатия (промежуточные воздухоохладители) и после ком-
прессора (концевые воздухоохладители). Концевой теплообмен-
ник охлаждает горячий сжатый воздух, чтобы выделить из него
воду, в противном случае конденсация произойдет в магистраль-
ной или цеховой сети. Концевые теплообменники бывают водя-
ного или воздушного охлаждения.
Охлаждающая среда водяных теплообменников - это техни-
ческая вода с температурой 15...30 °C летом и 10... 15 °C зимой,
реже вода артезианских скважин с температурой до 10 °C. Тем-
пература сжатого воздуха после концевого водяного охладителя
обычно на 8-10 °C выше температуры охлаждающей воды.
Отечественные воздухоохладители разной производительнос-
ти выполняются на основе унифицированных пучков труб. Напри-
мер, ОАО «Дальэнергомаш» для своих компрессоров общего на-
значения производительностью 250 и 500 м3/мин применяют один
унифицированный пучок труб с цельнокатанным оребрением. По-
верхность теплообмена пучка - 40 м2, материал трубок - медь М3
с внутренним диаметром 10 мм и коэффициентом оребрения 5,65.
Рекуперативные теплообменники характеризуются показа-
телем эффективности теплообмена, его чаще называют коэф-
фициентом рекуперации
V = ('i.-'2B)/('ib-'iJ. (5-3)
где г1в, Г2в - температуры сжатого воздуха соответственно до теп-
лообменника и после него, /1ь, - начальная температура воды.
Для концевого воздухоохладителя ВОК 79,2 компрессора
К-250-61-5 коэффициент рекуперации V = 0,933. На основании
этого на рис. 5.11. представлена расчетная зависимость /2в =/(*iiv)
для двух наиболее типичных для эксплуатации температур сжа-
того воздуха после компрессора г1в = 160 и 140 °C. Из расчетных
кривых видно, что температура сжатого воздуха после охладите-
ля превышает температуру охлаждающей воды на 8-10 °C. Ана-
логичные цифры приводят для своих водяных доохладителей
(так в зарубежных каталогах называют концевые охладители)
зарубежные производители компрессорного оборудования.
Например, компания «Atlas Сорсо» указывает для водяных
теплообменников модельного ряда HD производительностью
250
Рнс. 5.11. Зависимость темпера-
туры сжатого воздуха после кон-
цевого воздухоохладителя /2в от
температуры воды на входе
при различной температуре сжа-
того воздуха на входе /1в
ю1----1---1---1----1---1---L—
16-96 М3/мИН ДГН = Г2в - Г1и, = 0 5 10 15 20 25 /W|,°C
= 8 °C. Но при эксплуатации из-за некачественной технической
воды теплообменные поверхности загрязняются, теплообмен
ухудшается, и Дгн повышается до 10-15 °C.
Концевые водяные воздухоохладители обычно оснащаются
влагомаслоотделителями с автоматическим сливом конденсата и
размещаются непосредственно за компрессором. Во влагомас-
лоотделителе собирается 80-90 % сконденсированной влаги.
В современных компрессорных установках концевые воздухо-
охладители встраиваются в общий блок.
Охлаждающая среда воздушных теплообменников — это
атмосферный воздух, нагнетаемый осевым вентилятором на
теплообменный пучок труб, внутри которых охлаждается поток
сжатого воздуха.
Зарубежные воздушные доохладители различной производи-
тельности входят в состав комплектующего оборудования (оп-
ций) для различных компрессорных установок. Тепловая эффек-
тивность воздушных теплообменников несколько хуже, чем во-
дяных. Например, компания «Atlas Сорсо» указывает для своих
воздушных теплообменников модельного ряда TD производи-
тельностью 0,5-39 м3/мин Дгн - t2B - = 10 °C.
Отечественные производители называют такие теплообмен-
ники установками осушки воздуха - У0.9-20 (ОАО «Пензком-
прессормаш») или осушителями сжатого воздуха — О СВ (ООО
«Энеи»).
Теплообменник УО.9-20 (рис. 5.12) представляет собой сек-
цию труб Фильда (труба в трубе), вмонтированных в два коллек-
тора. Трубки Фильда позволяют охлаждать сжатый воздух в
кольцевом пространстве на прямом ходе потока и подогревать
его во внутренней трубе на обра том ходе. Сжатый воздух после
компрессора поступает во входной коллектор, далее — в кольце-
вое межтрубное пространство трубок Фильда, где охлаждается с
двух сторон: снаружи атмосферным воздухом от вентилятора и
изнутри обратным потоком осушенного сжатого воздуха. Об-
ратный поток осушенного сжатого воздуха, двигающегося по
251
Теплооб-
менник
Верхний
коллектор
Рис. 5.12. Воздухоохладитель У0.9-20
внутренней трубе, подогревает-
ся теплом потока, проходящего
по кольцевому пространству.
Таким образом осуществляется
частичная регенерация теплоты,
но насколько повышается тем-
пература осушенного воздуха на
выходе, в технических характе-
ристиках У0.9-20 и ОСВ не ука-
зывается. Сконденсированные
Венти-
лятор
Входной
коллектор
при охлаждении влага и масло удаляются автоматическим узлом
слива. Для предотвращения замерзания конденсата в конденса-
тосборнике предусмотрен подогрев с помощью саморегулирую-
щей нагревательной ленты.
Производительность У0.9-20 составляет от 9 до 30 м3/мин,
диапазон рабочего давления 0,5-0,8 МПа, потери давления сжа-
того воздуха не более 20 кПа, потребляемая мощность вентиля-
тором не более 1,5 кВт.
Установки ОСВ принципиально не отличаются от УО.9-20,
но имеют более широкий параметрический ряд теплообменни-
ков на производительность от 0,8 до 250 м7мин. Температура
точки росы сжатого воздуха превышает температуру атмосфер-
ного воздуха на 10 °C в установках УО.9-20 и на 4—6 °C в установ-
ках ОСВ.
В технической характеристике ОСВ дается температура точ-
ки росы tp = -23,5...+5 °C воздуха, приведенного к давлению
0,1 МПа. Важно помнить, что температуру точки росы атмо-
сферного воздуха нельзя путать с температурой точки росы
воздуха под давлением. Например, по психрометрической номо-
грамме (см. рис. 1.8) определяем, что температуре точки росы
+3 °C воздуха под давлением 0,7 МПа соответствует температу-
ра точки росы -20 °C воздуха под давлением 0,1 МПа. Найден-
ную температуру точки росы под давлением 0,1 МПа можно
уточнить, воспользовавшись табл. П7 и формулой (1.44). По
табл. П7 находим давление насыщенных паров рт - 0,7575 кПа
при температуре +3 °C. Далее по формуле (1.44) определяем
максимальное влагосодержание при давлении 0,7 МПа:
dmax = 0,622 0,7575/(700 - 0,7575) = 0,674-10'3 кг/кг = 0,674 г/кг.
252
Этому влагосодержанию соответствует температура точки
росы -19,5 °C воздуха под давлением 0,1 МПа (см. табл. П7).
Для Заказчика необходимо знать, какую температуру точки
росы обеспечит ему воздушный охладитель при заданных рабо-
чих условиях: давлении (обычно 0,5-0,7 МПа), температуре воз-
духа после компрессора (120... 160 °C) и температуре окружаю-
щей среды (-30 °C...+35 °C). По техническим данным для ОСВ
t = -23,5...+5 °C, для воздуха под атмосферным давлением на
эти вопросы трудно ответить. Если принять за рабочее давление
0,8 МПа, как это указано в технических условиях ОСВ, то обрат-
ным пересчетом по формуле (1.44) и табл. П7 можно рассчитать,
что указанному температурному диапазону точки росы соответ-
ствуют температуры точки росы под давлением 0,8 МПа г' =
= +3...+39°С.
В этом отношении температурный график установки УО.9-20
(рис. 5.13) более информативен, хотя для более обоснованного вы-
бора установки осушки воздуха в технических условиях следовало
бы дать методику пересчета номинальных технических парамет-
ров на другие рабочие условия. Такую методику пересчета с помо-
щью поправочных коэффициентов на рабочее давление, темпера-
туру охлаждающего атмосферного воздуха и температуру точки
росы под давлением дают в своих каталогах зарубежные произво-
дители установок осушки воздуха (подробнее об этом в разделе
«Рефрижераторные установки...»).
Рассмотрим технические возможности осушки сжатого воз-
духа кожухотрубчатыми водяными и воздушными теплообмен-
никами. Для сравнения возьмем воздухоохладитель концевой
ВОК 79,2 компрессора К-250-61-5 с двумя унифицированными
трубными пучками производства ОАО «Дальэнергомаш» и уста-
новку осушки УО.9-20 ОАО «Пензкомпресссормаш».
На основании данных рис. 5.11 и 5.13 построен расчетный
график температуры воздуха на выходе из теплообменников в
зависимости от температуры охлаждающей воды или воздуха на
входе (рис. 5.14). При рав-
ных температурах охлажда-
Рис. 5.13. Зависимость температу-
ры точки росы, рассчитанная при
давлении 0,9 МПа и температуре
сжатого воздуха на входе в уста-
новку 45 °C от температуры окру-
жающей среды
253
-10 -5 0 5 10 15 20 25 r„,cC
Рис. 5.14. Расчетная температура сжатого воздуха после воздушного концево-
го воздухоохладителя (точка росы) /?|1 в зависимости от температуры окружа-
ющей среды:
1 - по данным УО.9-20; 2 - по данным ВОК 79.2
ющих сред (воды и атмосферного воздуха) начиная от уровня
5 °C и выше температуры точки росы сжатого воздуха после ус-
тановок ВОК 79,2 и УО.9-20 практически совпадают (кривые 7
и 2). Но необходимо сделать поправку на то, что температура ох-
лажденной воды в открытых градирнях в летний период ниже
температуры окружающего воздуха и соответствует температу-
ре мокрого термометра. Например, при температуре окружаю-
щего воздуха га = 40 °C и его относительной влажности (р = 0,5 во-
да на выходе из градирни охлаждается до 30 °C, т. е. на 10 °C ни-
же температуры окружающей среды. Однако по мере снижения
ta эта разность уменьшается и уже при ta = 20 °C и <р = 0,5 пре-
дельная температура воды на выходе из градирни становится
равной 14 °C. Практически можно считать, что в температурном
интервале Га = 10... 15 °C температуры воды и окружающего
воздуха совпадают, но при t& < 10 °C температура воды после гра-
дирни поддерживается на уровне 8... 10 °C во избежание обмер-
зания ее корпуса (входные окна для воздуха частично прикрыва-
ют). Температурный интервал /а = 10...35 °C характерен наи-
большим влагосодержанием атмосферного воздуха, поступаю-
щего в компрессор и затем в сеть, поэтому водяные охладители
благодаря более холодной, чем атмосферный воздух, оборотной
воде глубже осушают сжатый воздух, чем воздушные установки
(кривая 2 на рис. 5.14). Воздушные теплообменники в свою оче-
редь стабилизируют температуру точки росы на уровне 3...5 °C
при отрицательных температурах атмосферного воздуха, что не
может обеспечить открытая градирня.
Концевые охладители обычно оснащаются влагомаслоотде-
лителями с автоматическим сливом конденсата. Концевой охла-
дитель любого типа осушает сжатый воздух в среднем на 55-65 %
254
и около 80-90 % от выделенной влаги собирается во влагомасло-
отделителе — остальная влага в парообразном состоянии и в виде
тумана поступает в сеть.
Водяные концевые воздухоохладители (ВОК 79,2 и др.) входят
в комплектацию компрессорных установок, но на большинстве
компрессорных станций с центробежными компрессорами они не
устанавливаются. Этом поддерживается более высокая работо-
способность сжатого воздуха и температура точки росы сжатого
воздуха «отодвигается» от компрессорной станции к потребите-
лю. В настоящее время освободившиеся концевые водяные теп-
лообменники чаще всего устанавливают на вводах цехов крупных
потребителей сжатого воздуха для его предварительной очистки
или охлаждения его перед рефрижерационными осушителями.
Воздушные теплообменники устанавливаются вне помещений,
обычно около компрессорной станции.При отрицательных темпе-
ратурах окружающей среды возникает опасность перемерзания
трубы, по которой конденсат сливается в дренаж. Если теплоизо-
ляция конденсатопровода недостаточна, то на некоторых предпри-
ятиях (например на заводе ОАО «Бетфор», Екатеринбург) уста-
новку ОСВ включают только на летний период эксплуатации.
Рефрижераторные осушители. Осушку сжатого воздуха до
температуры точки росы не ниже 2-3 °C обеспечивают осуши-
тели с холодильной установкой (рефрижераторы), принцип ра-
боты которых иллюстрирует рис. 5.15 (на вклейке).
Воздушный контур', насыщенный влагой нагретый воздух
поступает в теплообменник «воздух—воздух», где охлаждается
движущимся в противоположном направлении уже холодным
воздухом. Дополнительная энергия на это не затрачивается. На
этой стадии около 60 % содержащихся в сжатом воздухе водяных
паров конденсируются. Чем эффективнее теплопередача, тем
холоднее становится поступающий в теплообменник воздух, и
тем более нагретым выходит осушенный воздух. Теплообмен-
ник «воздух-воздух» уменьшает тепловую нагрузку на испари-
тель хладагента и вновь подогревает осушенный воздух до тем-
пературы, близкой к комнатной.
Далее предварительно охлажденный сжатый воздух последо-
вательно проходит через теплообменник «воздух-хладагент»
(испаритель холодильной установки), где охлаждается до темпе-
ратуры точки росы не ниже +2 °C, чаще всего до +3...+5 °C, и за-
тем через влагоотделитель, который собирает и сливает весь
конденсат, образующийся в охлажденном воздухе.
255
Контур хладагента’, циркуляцию хладагента, чаще всего
это хладон R134, R404, обеспечивает компрессор, который сжи-
мает газообразный хладагент и вытесняет его в конденсатор.
Здесь хладагент переходит из газовой фазы в жидкую и после
фильтра хладагента впрыскивается через расширительное уст-
ройство (дроссельный клапан) в теплообменник «воздух—хлада-
гент». Расширительное устройство понижает давление хладаген-
та и тем самым его температуру и увеличивает его охлаждаю-
щую способность. В теплообменнике «воздух—хладагент» хла-
дагент отбирает тепло от сжатого воздуха и вновь переходит в
газообразное состояние. Имеющийся в контуре сепаратор обес-
печивает поступление в компрессор только газообразного хла-
дагента, так как жидкий хладагент может его повредить.
Рефрижераторные осушители, как правило, полностью укомп-
лектованы и собраны в единый блок (рис. 5.16 на вклейке); они
должны быть только подключены к источнику питания и воздухо-
проводам. Существуют рефрижераторные осушители различного
исполнения и размеров (что определяет фирма-производитель),
различающиеся по объемному расходу, температуре окружающей
среды и температуре точки росы. Диапазон производительности
таких осушителей лежит в пределах от 10 до 25 000 м3/ч и более.
Очевидно, что с увеличением объемного расхода повышается по-
требность в мощности встроенной холодильной машины.
Рассмотрим, как правильно выбрать осушитель рефрижера-
торного типа. Основные параметры, учитываемые при выборе
рефрижераторного осушителя, таковы: объемный расход возду-
ха, давление на входе, температура на входе, температура на вы-
ходе, температура точки росы под давлением, температура окру-
жающей среды, потребляемая мощность и перепад давления.
Чтобы не допустить конденсацию влаги в воздухопроводах,
сжатый воздух должен быть охлажден до температуры ниже, чем
температура окружающей среды. Однако этого условия еще не-
достаточно для предотвращения коррозии труб. Обычно корро-
зия любых поверхностей из углеродистой стали начинается при
влажности воздуха, превышающей 50 %. Таким образом, выбрав
правильное соотношение между температурой окружающей сре-
ды и температурой сжатого воздуха, можно не допустить появле-
ния коррозии. На рис. 5.17 область под штриховой линией соот-
ветствует воздуху с влажностью, не превышающей 50 %. Напри-
мер, если температура окружающей среды 25 °C, то для пре-
дотвращения коррозии достаточно, чтобы температура точ-
256
Рис. 5.17. Диаграмма для определения начала коррозии
ки росы была не выше 13 °C. Таким образом, во избежание раз-
вития коррозии внутренних поверхностей воздухопроводов до-
статочно, чтобы температура точки росы была ниже, чем темпе-
ратура окружающей среды на 12 °C. Кстати, нечетные классы за-
грязненности сжатого воздуха по ГОСТ 17433-80 начиная с 3-го
и выше исключают наличие воды в жидком состоянии, а содер-
жание ее в парообразном состоянии определяют температурой
точки росы, которая должна быть ниже минимальной температу-
ры окружающей среды не менее чем на 10 °С.
Для правильного выбора осушителя рефрижераторного типа
зарубежные производители такого оборудования чаще всего
предлагают в своих каталогах такую методику:
1. Приводятся стандартные условия работы осушителей всех
типов.
Например, стандартные условия для рефрижераторных осу-
шителей FD «Atlas Сорсо» следующие:
Температура воздуха на входе, °C.............. 35
Температура окружающего воздуха, °C........... 25
Рабочее давление, бар.......................... 7 (изб) ~ 7.0 атм
Температура точки росы под давлением, °C...... 3
Максимальная температура воздуха на входе, °C .... 55
Максимальная температура окружающей среды, °C .. 45
2. Для других значений температуры точки росы под давле-
нием, давления сжатого воздуха на входе и температуры ох-
лаждающего воздуха (воды) для конденсатора установки вво-
257
дятся поправочные коэффициенты на производительность
осушителя.
2.1. Коэффициент - поправка на другие значения темпе-
ратуры сжатого воздуха на входе, влияющие на температуру
точки росы под давлением:
FD7-230 Точка росы под давлением, °C
Температура на входе, “С 3 5 7 10 15 18
25 1,00 1,20 1,41 1,72 2,20 2,46
30 1,00 1,17 1,32 1,54 1,96 2,25
35 1,00 1,15 1,25 1,38 1,74 2,00
40 0,98 1,08 1 14 1,28 1,54 1,75
45 0,85 0,92 1,00 1,09 1,37 1,53
50 0,70 0,75 0,80 0,92 1,15 1,33
55 0,57 0,60 0,65 0,75 0,94 1,12
FD280-2000 Точка росы под давлением. °C
Температура на входе. °C 3 5 7 10
25 1,00 1,20 1,41 1,72
30 1,00 1,17 1,32 1,54
35 1,00 1,15 1,25 1,38
40 0,85 0,95 1,05 1,15
45 0,72 0,79 0,85 1,00
50 0,60 0,67 0,74 0,86
55 0,49 0,56 0,62 0,70
2.2. Коэффициент К? - поправка на другие значения давле-
ния сжатого воздуха на входе:
бар (изб.) .. 4 6 7 8 10 12 15 20
К2....... 0,80 0,95 1,00 1,05 1,15 1,25 1,35 1,45
2.3. Коэффициент К3 - поправка на другие значения охлаж-
дающего теплоносителя:
I, °C............... 25 30 35 40 45
К3 ................ 1,0 0,95 0,88 0,81 0,74
Пример 5.7. Насколько изменится производительность выби-
раемого осушителя из серии FD 280-2000 (Уном - 16,8-120 м3/мин)
при следующих рабочих условиях: температура сжатого воздуха
на входе 45 °C, давление на входе 6 бар (изб), температура точки
росы под давлением 5 °C и температура окружающего воздуха
30 °C.
Выбираем из приведенных выше таблиц поправочные коэф-
фициенты = 0,79/К2 = 0,95/К3 = 0,95. Тогда Уфакт =
= КгКг KrV„K = 0,79 0,95-0,95-VHO„ = 0,71 м3/мин.
Таким образом, фактическая производительность осушителя
FD при рабочих условиях, отличающихся от стандартных, была
бы на 30 % меньше номинальной.
258
Немаловажной при выборе и эксплуатации систем осушки
воздуха является стоимость измерения параметров воздуха на
входе из установки осушки. Зачастую такой измеритель, особен-
но измеритель температуры точки росы, дороже самой установ-
ки и не входит в ее комплект. Это дает возможность выиграть
тендер по стоимости, да еще при довольно расплывчатых номи-
нальных параметрах, или, иными словами, обмануть покупателя.
Например, в некоторых осушителях рефрижераторного типа из-
меряется минимальная температура в холодильном контуре, и
она же принимается равной температуре точки росы воздуха.
Это возможно только при 100 %-й конденсации влаги и ее пол-
ном отделении, что практически нереально. Действительная
температура точки росы воздуха в ряде случаев отличается на
5-10 °C в большую сторону от минимальной температуры в хо-
лодильном контуре. Еще один немаловажный параметр — нали-
чие системы регулирования холодопроизводительности и ста-
бильность работы осушителя при отклонении от стандартных
условий. Многие дешевые системы осушки не оборудованы ре-
гулирующим контуром, а их производители рекомендуют ис-
пользовать установку осушки с меньшей производительностью
по отношению к производительности компрессора или к макси-
мальному расходу потребителя. В противном случае воздушный
тракт перемерзает, растет перепад давления через осушитель
вплоть до полного блокирования прохода сжатого воздуха. Это
означает, что даже в самом идеальном случае температура точ-
ки росы +3 °C не получится. Реально она может быть на уровне
10 °C и больше в летнее время, определяя разность температур
между температурой точки росы и температурой окружающей
среды в 5 °C, а это недостаточно.
Перспективным направлением можно считать термоэлект-
рическое охлаждение воздуха, основанное на эффекте Пельтье.
К батарее из полупроводниковых элементов подводится посто-
янный ток, в результате чего противоположные концы элемен-
тов приобретают разность температур до 30 °C. К холодному
спаю батареи подводится осушаемый воздух; горячий спай в это
время охлаждается вентиляторным воздухом или водой. Первый
блок подобного осушителя на расход воздуха 1,2 м3/мин разрабо-
тан в Ленинградском технологическом институте. Фирма ООО
«Инкост С» выпускает в настоящее время осушитель ОВДК, в
состав которого входит высокоэффективный теплообменник с
вентилятором, работающий на термоэффекте, и фильтр-влаго-
259
отделитель. Производительность осушителя 5 и 18 м3/мин при
потребляемой мощности 0,9 и 6 кВт. Рабочее давление воздуха
до 1,6 МПа, класс очистки 1 по ГОСТ 17433-80, гидравлическое
сопротивление 2,0 кПа.
24.2. ОСУШКА ВОЗДУХА АДСОРБЦИЕЙ
Сорбция — химический или физический процесс удаления вла-
ги из сжатого воздуха. Различают абсорбционный и адсорбцион-
ный методы осушки. Метод абсорбции состоите пропускании сжа-
того воздуха через вещества, способные поглощать влагу всем
объемом. Большинство абсорбентов химически взаимодействуют
с водяным паром (безводный сульфат кальция, перхлорат магния),
некоторые при этом меняют свою консистенцию, разжижаются
(хлорид кальция, гидраты окиси щелочей). В связи с тем, что неко-
торые абсорбенты вообще не восстанавливаются и непригодны
для повторного использования, а для восстановления оствльных
требуется специальная технология, промышленное применение
абсорбентов для осушки сжатого воздуха ограничено.
Адсорбция. Явление адсорбции обусловлено наличием сило-
вого поля у атомов или молекул адсорбента, находящихся на по-
верхности. В зависимости от интенсивности этого поля на по-
верхности адсорбента влага улавливается мономолекулярным
слоем вещества, имеющего значительную эффективную пло-
щадь поверхности. Например, поверхность капилляров 1 кг си-
ликагеля достигает 400 000 м*. Наиболее широкое распростране-
ние получили следующие адсорбенты: силикагель, активирован-
ная окись алюминия (алюмогель), активированный уголь и цео-
литы (молекулярные сита), свойства которых и достигаемая глу-
бина осушки указаны в табл. 5.9.
Способность адсорбента поглощать влагу зависит от влаж-
ности и температуры очищаемого воздуха. Так, наибольшая по-
глотительная способность силикагеля - при относительной
влажности сжатого воздуха 70-100 % и температуре 30...35 °C.
При увеличении температуры сжатого воздуха выше 35 °C по-
глотительная способность адсорбентов резко снижается, поэто-
му важно поддерживать низкую температуру осушаемого возду-
ха перед адсорбционным аппаратом.
В последнее время в отечественной и зарубежной практике
нашли применение высокоэффективные обезвоживающие ве-
щества - синтетические цеолиты (NaA, СаА и др.). По сравнению
260
Таблица 5.9
Технические данные силикагеля (ГОСТ 3056-84), алюмогсля (ТУ-68-53)
и синтетических цеолитов (МРТУ 6-01-906-66)
Технический показатель Силикагель Алюмогель Цеолиты
Средняя насыпная масса, кгс/м3 Теплоемкость, кДж/(кг-К) Теплопроводность, кДж/(м-ч-К) Теплота адсорбции воды, кДж/кг Точка росы, °C возможная фактическая Рекомендуемые размеры зерен, мм Температура применения, °C Температура регенерации, °C Скорость газа, отнесенная к конечно- му сечению адсорбера, л/(мин-смг) 670-720 0,92 0,71 2500 -40 -53 3-7 0-35 150-220 До 0,5 850-950 0,84 2500 -70 -66 3-7 0-25 240-260 До 0,5 600-500 2,1 4200 -70 -70 1,6-3,2
с силикагелем и алюмогелем цеолиты обладают более высокой
поглотительной способностью в широком диапазоне температур
(выше 40 °C) и эффективны при относительной влажности ниже
70 %. Положительным свойством цеолитов является способ-
ность поглощать и пары масла.
Процесс адсорбции экзотермический и не беспредельный,
так как после насыщения адсорбента влагой его поглотительная
способность падает до нуля. Обратный процесс называется де-
сорбцией, это эндотермический процесс.
Основным элементом адсорбционной осушки является ад-
сорбер. Адсорберы малой пропускной способности представля-
ют собой устройства патронного типа. Адсорбент содержится в
патроне, который заменяется после насыщения адсорбента. Ад-
сорберы большой пропускной способности - это аппараты, в ко-
торых адсорбент используется многократно путем периодичес-
кой регенерации.
По способам регенерации циклические адсорбционные про-
цессы подразделяются на процессы, связанные с изменением
температуры (термическая регенерация), и процессы, связанные
с изменением парциального давления адсорбата (безнагревная
регенерация).
Так как для регенерации необходимо определенное время,
адсорбционный осушитель состоит из двух сосудов: один осу-
шает воздух в то время как другой регенерируется. Термичес-
261
кая регенерация адсорбента проводится по схеме с двумя ад-
сорберами (рис. 5.18 на вклейке), когда осушаемый воздух по-
ступает поочередно в один из адсорберов, например в левый (I)
через нижний клапан 7. Воздух движется снизу вверх через си-
ликагель, который адсорбирует влагу. Осушенный воздух по-
кидает башню через верхний обратный клапан 2 и направляет-
ся потребителю. Для регенерации адсорбента в правом адсор-
бере (II) атмосферный воздух, подаваемый вентилятором, по-
догревается до температуры 220...240 °C в нагревателе 3 и по-
дается в башню. Горячий влажный воздух уходит из башни че-
рез нижний клапан 4 пока термостат 5 не сработает при темпе-
ратуре уходящего воздуха ~ 100 °C. Затем регенерация осуще-
ствляется путем охлаждения нижней части адсорбента сухим и
расширенным сжатым воздухом. На линии осушенного возду-
ха установлен датчик температуры точки росы, регулирую-
щий время автоматического переключения циклов, которое
варьируется от 4 до 8 ч в зависимости от условий эксплуатации
осушителя.
Срок службы адсорбента составляет от 2000 до 4000 циклов
регенерации. При эксплуатации адсорбционных осушителей
следует иметь в виду факторы, уменьшающие поглотительную
способность адсорбента: окисление зерен адсорбента, уменьше-
ние гранулированной поверхности зерен вследствие ее износа,
загрязнение масляными частицами, содержащимися в сжатом
воздухе.
В схеме с короткоцикловой безнагревной адсорбцией
(рис. 5.19 на вклейке) воздух после осушки в одном из адсорберов
(I) при помощи регулирующих вентилей разделяется на два пото-
ка: один идет к потребителю, а другой дросселируется до неболь-
шого избыточного давления (0,105-0,11 МПа) и направляется в
другой адсорбер (П). Так как давление паров воды в этом потоке
ниже, чем равновесная упругость пара под адсорбентом, то в ад-
сорбере II протекает регенерация адсорбента. Баланс между оста-
точной насыщенностью адсорбента влагой и парциальным давле-
нием потока регенерирующего воздуха устанавливается относи-
тельно быстро, поэтому для безнагревной регенерации необходи-
мы автоматически переключающиеся циклы продолжительнос-
тью от 3 до 10 мин. Процесс регенерации требует примерно 15-20
% воздуха от номинальной производительности осушителя при
рабочем давлении 0,8 МПа и достигаемой температуры точки ро-
сы под давлением -20 °C. Более низкая температура точки росы
262
Таблица 5.10
Технические характеристики блоков осушки воздуха
с использованием адсорбента (силикагеля)
Технический показатель Блоки осушки
УОВБ 0.5М УОВБ- 2М УОВБ- 5M УОВ- 10M1 УОВ- 20М1 УОВ- 30М1 УОВ- 100
Номинальная производительность, м3/мпн 0,5 2,0 5,0 10 20 30 100
Точка росы осушенного воздуха, °C -40 -40 -40 -40 -40 -40 ^10
Масса адсорбента, кг 50 100 150 350 700 1050 1120
Расход воздуха на регенерацию, м3/мпн 0.1 0,6 1,0 1,7 3,4 5 13,1
Расход охлаждающей воды, м3/ч 0,2 1,2 2,0 3,0 6 9 30
Потребляемая мощность, кВт Температура воздуха 0 5 0,5 0,5 9-20 22-24 30-34 87
на входе в блок, не более, °C 25 25 25 25 25 25 25
на выходе из блока, не более, °C 30 30 30 30 30 30 30
Давление воздуха на входе в блок, ( МПа 0,8 1,0 1,0 0,8 0,8 0,8 1,6
потребует большего расхода воздуха на регенерацию. Поэтому
осупгптели с безнагревной регенерацией используются для не-
больших расходов осушаемого воздуха - до 10 м3/мин.
В России адсорбционные установки производительностью до
250 м3/мин выпускаются ОАО «Курганхиммаш» (г. Курган)
(табл. 5.10).
Современная система осушки разработана компанией
«Atlas Сорсо» для безмасляных винтовых и центробежных
компрессоров - серия осушителей MD производительностью
от 5 до 42 м3/мин. В таком адсорбционном осушителе тепло,
выделяемое компрессором, используется для регенерации.
Осушители этого типа оснащаются вращающимся барабаном
из стекловолокна, поверхность которого покрыта силикагеле-
вым порошком (рис. 5.20 на вклейке), 3/4 барабана работают в
режиме адсорбции, а 1/4 - регенерируется частью потока сжа-
того воздуха, поступающего от компрессора с температурой
130... 160 °C. Барабан медленно вращается электродвигателем
мощностью 120 Вт, тем самым под регенерацию плавно подхо-
дит новая зона поверхности барабана (силикагеля). Перед кон-
цевым охладителем, водяным или воздушным, поток сжатого
воздуха разделяется. Основной поток сжатого воздуха прохо-
263
дит через концевой охладитель, затем через смешивающий
эжектор идет в зону осушки и выходит в сеть (рис. 5.21 на
вклейке). Дополнительный поток горячего воздуха (25 %) для
регенерации байпасируется в обход концевого охладителя и
подается в зону регенерации, где испаряет влагу от силикаге-
ля. Затем регенерирующий воздух охлаждается в водяном или
воздушном теплообменнике, от него отводится конденсат, и он
возвращается через эжектор в основной поток воздуха. Эта си-
стема работает без потерь сжатого воздуха, здесь не требует-
ся ни масляного, ни пылеулавливающего фильтра. Дополни-
тельной энергии для термической регенерации адсорбента не
требуется по той причине, что для процесса используется теп-
ло, вырабатываемое самим компрессором.
Достигаемая в осушителе температура точки росы зависит
от температуры охлаждающей среды - воды или атмосферного
воздуха в теплообменниках. Если температура охлаждающей
среды поддерживается на уровне +10 °C, то температура точки
росы воздуха под давлением 0,8 МПа будет -40 °C, но если тем-
пература охлаждающей среды повышается до 30 °C, то темпера-
тура точки росы повышается до -20 °C.
Работа осушителя MD протекает без циклических измене-
ний, пиковых перепадов по давлению и температуре, а значит,
без разрушения силикагеля и сопутствующей этому его замены.
Другая оригинальная разработка этой компании - осушители
адсорбционного типа серии XD производительностью 80-
420 м3/мин. Осушитель состоит из двух адсорберов, содержащих
цеолит. Термическая регенерация адсорбента проводится по схе-
ме с двумя поочередно работающими адсорберами, причем
функции адсорберов (адсорбция/десорбция) меняются каждые
четыре часа. В отличие от классической схемы регенерации по-
догретым вентиляторным воздухом XD использует тепло самого
сжатого воздуха с незначительным потреблением электроэнер-
гии для подогрева его до нужного температурного уровня на вхо-
де порядка 100 °C.
Сжатый воздух после компрессора с температурой выше
100 °C поступает в один из адсорберов, где регенерирует ад-
сорбент. и с избыточной влагой поступает в водяной теплооб-
менник, где происходит конденсация до температуры точки
росы в зависимости от температуры окружающей среды. Во-
дяной теплообменник выполняет здесь функцию концевого
охладителя, удаляющего влагу собственно сжатого воздуха,
264
Контур хладагента
Воздушный контур
Теплообменник
Сепаратор Компрессор
хладагента
Конденсатор Влагоотдслитсль
Рис. 5.15. Схема работы рефрижераторной установки осушки воздуха
Фильтры
ВСК
Рис. 5.16. Рефрижераторная установка FD «Allas Сорсо»
Выход
осушенного
воздуха
Влажный сжатый воздух
Вход Сухой сжатый воздух
во-здухаГ° Воздух при темперауре
™ окружающей среДы
Воздух, нагретый выше
температуры окружающей среды
Влажный воздух, нагретый выше
температуры окружающей срепы
Рис. 5.18. Схема работы адсорбционной установки с термической регенерацией
Рис. 5.19. Схема работы адсорбционной установки с короткоцикловой безна-
гревной регенерацией
Рис. 5.20. Вращающийся барабан адсорбци-
онной установки серии МД «Arias Сорсо»
Горячий
ненасыщенный
воздух воздух
Рис. 5.21. Схема работы адсорбционного осушителя серии МД «Atlas Сорсо»
Рис. 5.23. Мембранный
осушитель «Atlas Сорсо»
поступающего из компрессора в адсорбер, и влагу десорбции.
После теплообменника воздух поступает в другой адсорбер
для его осушки и затем потребителю. Температура точки ро-
сы находится в пределах от -10 °C до -20 °C в зависимости от
температуры окружающей среды. Если воздух поступает в ад-
сорбер с температурой около 100 °C, то потребляемая мощ-
ность не превышает 0,5 кВт.
Когда сжатый воздух поступает из магистральной сети с низ-
кой температурой, то на его подогрев требуется значительная
мощность, которая в зависимости от расхода осушаемого возду-
ха колеблется от 30 до 120 кВт.
При выборе адсорбционного осушителя учитывают его экс-
плуатационные параметры: температуру точки росы под давле-
нием, максимальную температуру сжатого воздуха на входе,
максимальный объемный расход сжатого воздуха и минималь-
ное рабочее давление. О важности роли температуры сжатого
воздуха на входе дают представление такие цифры: возрастание
температуры с 35 до 45 °C, т. е. всего на 10 °C, приводит к увели-
чению влаги в сжатом воздухе на 70 °C. К тому же способность
поглощать влагу адсорбентом резко падает с увеличением тем-
пературы. Например, при одном и том же расходе сжатого воз-
духа размер осушителя, рассчитанного на входную температуру
тех же 45 °C, окажется в 2 раза большим (и такой осушитель бу-
дет в 2 раза дороже), чем для температуры в 35 °C. В этом слу-
чае выгоднее поставить дополнительный охладитель перед осу-
шителем. В отношении рабочего давления существует такая за-
висимость: при меньшем давлении необходим больший осуши-
тель и наоборот. Речь в этом случае идет об одном и том же осу-
шаемом сжатом воздухе. Максимальный объемный расход или
пропускная способность влияет на потери давления в осушителе.
Следствием выбора слишком маленького по расходу осушителя
будут значительные потери давления при больших потоках осу-
шаемого воздуха, повышение частоты переключения адсорбе-
ров, износ адсорбента и др.
И последнее. К выбору температуры точки росы под давле-
нием необходимо подходить очень тщательно. Чем ниже необ-
ходимая температура точки росы, тем больше энергии требует-
ся для ее достижения. Эта энергия в основном определяет стои-
мость осушки и дальнейшие эксплуатационные расходы. Для
большинства технологических процессов и пневмооборудования
более чем достаточно температуры точки росы +3 °C. Если же
265
иметь в виду протяженные неизолированные магистральные
воздухопроводы, то для них предпочтительнее более низкие зна-
чения температуры точки росы —20 °C...—25 °C и ниже. Иначе
резко возрастает вероятность коррозии в воздухопроводах при
низких температурах окружающего воздуха.
24.3. ОСУШИТЕЛИ МЕМБРАННОГО ТИПА
В качестве основного элемента осушителя служат мембран-
ные волокна, собранные в один плотный пучок. Волокна изго-
товлены из специального материала в виде капилляров с ради-
ально расположенными микропорами. При прохождении возду-
ха через капиллярные трубки молекулы воды из-за разности
парциальных давлений диффундируют сквозь стенки в межволо-
конные полости (рис. 5.22 на вклейке), далее коагулируют в кап-
ли воды и под действием силы тяжести удаляются из модуля.
Осушенный воздух поступает к потребителю. В широком темпе-
ратурном диапазоне подаваемого сжатого воздуха в осушитель
(от 1 до 65 °C) он понижает температуру точки росы до -40 °C.
Стандартная комплектация мембранного осушителя включает
два магистральных фильтра на входе (рис. 5.23 на вклейке). Это
конструктивное решение получило широкое распространение
для мобильных установок и для тех случаев, когда необходимо
обеспечить компактность. Осушители мембранного типа CD
«Atlas Сорсо» имеют производительность от 0,18 до 2.7 м3/мин на
рабочее давление до 1,4 МПа.
Глава 25. ОТДЕЛЕНИЕ И УДАЛЕНИЕ КАПЕЛЬНОЙ
ВЛАГИ, МАСЛА И ТВЕРДЫХ ЧАСТИЦ
ИЗ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Отделение и удаление влаги и твердых частиц из сжатого
воздуха осуществляется фильтрами-влагоотделителями и кон-
це нсатоотводчиками. Различные фильтры не понижают темпе-
ратуру точки росы, т. е. не осушают сжатый воздух, а только
отделяют капельную влагу от потока сжатого воздуха. Полнота
отделения и улавливания влаги и масла, а также твердых частиц
определяет качество очистки сжатого воздуха. В зависимости от
размера (мкм) и содержания посторонних примесей (мг/м3), ос-
тавшихся после фильтра, фильтры очищают сжатый воздух в
266
соответствии с ГОСТ 17433-80 только по четным классам за-
грязненности начиная со 2-го (см. табл. 5.2).
25.1. КОНЦЕВОЙ ВЛАГОМАСЛООТДЕЛИТЕЛЬ
Отделение и удаление влаги из сжатого воздуха осуществля-
ется влагомаслоотделителями и конденсатоотводчиками.
Концевой влагомаслоотделитель входит в состав компрес-
сорных установок объемного типа (поршневых, винтовых и др.),
в которых смазка полости сжатия обязательна. Он устанавлива-
ется после концевого воздухоохладителя. Влагомаслоотдели-
тель после центробежных, винтовых и ротационных компрессо-
ров «сухого» сжатия обычно не предусматривается; считается,
что отделение и удаление капельной влаги из сжатого воздуха
происходит в концевом воздухоохладителе.
Принцип работы влагомаслоотделителей компрессорных ус-
тановок основан на инерционном осаждении капель; этому про-
цессу способствует, хотя и незначительно, гравитационное осаж-
дение капель. Инерционное отделение капель осуществляется
центробежным действием, петлеобразным поворотом потока и
отражением потока от стенки (рис. 5.24). Эти способы применя-
Рис. 5.24. Принципиальные схемы водомаслоотделителей:
в - со спиральным входом; б - с поворотом потока; в - с поперечной перегородкой
267
Рис. 5.25. Влагомаслоотделитель
ВМЦ:
/ - центробежная розетка; 2 - труба; 3 — корпус;
4 — отбойник конденсата
ются как порознь, так и в раз-
личных сочетаниях. Типич-
ная конструкция концевого
влагомаслоотделителя ВМЦ
показана на рис. 5.25. Полно-
та улавливания влаги и масла
ВМЦ не ниже 80 %.
25.2. ФИЛЬТРЫ СИСТЕМ
РАСПРЕДЕЛЕНИЯ
ВОЗДУХА
На магистральных трубо-
проводах и трубопроводах, питающих группы пневмоприемни-
ков, устанавливаются фильтры, параметры которых определе-
ны ГОСТ 17437-93. Фильтры предназначены для очистки сжа-
того воздуха от твердых частиц, воды и минерального масла в
пневматических системах при температуре окружающей среды
от 5 до 50 °C и давлении сжатого воздуха до 1,0 МПа.
По ГОСТ 17437-93 фильтры-влагоотделители подразделя-
ются на три типа:
- центробежного действия без фильтрующего элемента (сте-
пень влагоотделения 85 %);
— центробежного действия с фильтрующим элементом (сте-
пень влагоотделения 90 %);
- контактного действия (степень влагоотделения 95 %).
Наибольшее применение получили центробежные отделите-
ли, в которых загрязнения выходят из потока, совершающего
круговое (спиральное) движение под действием центробежных
сил. Благодаря характеру движения потока воздуха большая
группа устройств этого типа получила название циклонных очи-
стителей. Они обладают довольно высокой эффективностью. На
рис. 5.26 показана кривая фракционной эффективности цикло-
нов. Зона А содержит частицы, которые должны были пройти
через циклон, но улавливаются вследствие коагуляции или при
столкновении с более крупными частицами. В зоне Ё находятся
частицы, которые должны были улавливаться, но остаются в по-
268
Рис. 5.26. Кривые фракционной эф-
фективности циклонов:
1 - теоретическая без фильтрующего элемента; 2 -
экспериментальная без фильтрующего элемента;
3 -экспериментальная с фильтрующим элементом
токе из-за его турбулентности
или срыва частиц со стенок.
Циклонные очистители без
фильтрующего элемента (тип
П-В) устанавливаются для
предварительной очистки сжа-
того воздуха на входе в цех, уча-
сток и т.д. при скорости воздуха
17-18 м/с (рис. 5.27). Пропуск-
ная способность таких фильтров с рабочим давлением до
1,0 МПа довольна обширна при небольшом сопротивлении
(табл. 5.11), а срок службы не лимитирован.
В НПП «Наука» (Москва) разработаны инерционные вла-
гоотд ел ител и с широким диапазо-
ном расходов и давлений газа.
Принципиально конструкция вла-
гоотделителя представляет собой
участок трубопровода, в котором
расположены следующие элемен-
ты (рис. 5.28): завихритель 4
(трехзаходный аксиальный винт
или цилиндр, имеющий на пери-
ферии тангенциально располо-
женные каналы овальной фор-
мы); сепарационный участок 2
(гладкая цилиндрическая труба
определенного диаметра и дли-
ны); влагоотводящий участок /
(наклонные прорези, выполнен-
ные на периферии части сепара-
ционного участка; влагосборная
камера 6 с дренажным штуцером;
коагулятор 3 (перфорированный
цилиндр) и предохранительный
клапан 5. Эффективность отделе-
ния влаги - не менее 80 % от об-
Рис. 5.27. Фильтр-влагоотделительтипа П-В
269
Таблица 5.1 1
Техническая характеристика магистральных н групповых фильтров-
влагоотделителсй тппа П-В
Параметр п-в 32/1,0 П-В 40/1,0 П-в 50/1,0 п-в 63/1,0 п-в 80/1,0 п-в 100/1,0
Условный проход, мм Расход воздуха при р = 0,63 МПа, м3/мин Степень влагоотделенпя. % Тонкость фильтрации, мкм Потеря давления, МПа 32 6,3 85 80 0,005 40 6,3 10 80 0,005 50 6,3 16 80 0,005 63 6,3 25 80 0,005 80 6,3 40 80 0,005 100 6,3 63 80 0,005
щего количества жидкой фазы, гидравлическое сопротивле-
ние - не более 0,02 МПа.
Для циклонных очистителей с фильтром-элементом (тппа
В41, В41-1, П-ФВ, ДВ41) гидравлическое сопротивление боль-
ше, до 15 кПа при номинальном расходе, а срок службы опреде-
ляется временем работы металлокерамического фильтрующего
элемента (рис. 5.29). Под фильтром-элементом 2 расположен от-
ражатель 3, предотвращающий захват потоком воздуха загряз-
нений, скопившихся на дне резервуара. Дефлектор / способству-
ет созданию необходимой скорости в зоне отделения и срыву
пленки влаги. Технические характеристики фильтров-влагоот-
делителей типа В41, ДВ41, П-ФВ даны в табл. 5.12.
В фильтрах-влагоотделителях контактного действия, их еще
называют фильтрами тонкой доочистки сжатого воздуха (П-В
12-0,2/6,3, ФВ), предварительная очистка воздуха осуществля-
Рис. 5.28. Влагоотделитель мелкодисперсной влаги:
1 — вагоотводящий участок; 2 - сепарационный участок; 3 - коагулятор; 4 - завихритель
270
Рис. 5.29. Фильтр-влагоотделитель типа
В41-1.
Пояснения в тексте
ется при прохождении его через
набивку / из стеклянных волокон
(рис. 5.30). Скоагулированные
капли под действием силы тяжес-
ти, преодолевая силы поверхност-
ного натяжения и аэродинамичес-
кого сопротивления воздуха, пе-
ремещаются в нижние слои и от-
водятся вниз в спокойную зону.
В нижних слоях 2 производится
доочистка от небольших капель
размерами 0,1-0,5 мкм тканью
Петрянова. Пропускная способ-
ность таких фильтров при номи-
нальном давлении 0,63 МПа неве-
лика: от 6 до 30 м3/ч при гидрав-
лическом сопротивлении 0,02
МПа. Степень очистки составля-
ет 99,5 % при тонкости фильтрации 0,1-0,5 мкм.
Магистральные фильтры МФ контактного действия имеют
более высокую пропускную способность - от 2,0 до 120 м3/мин
при давлении 0,63 МПа. Степень очистки от капельной и аэро-
зольной влаги составляет 99 % при степени фильтрации 2-го
класса по ГОСТ 17433-80 и гидравлическом сопротивлении
Таблица 5.12
Основные технические данные фильтров П-ФВ, ДВ41, В41
Параметр П-ФИ6 П-ФВЮА П-ФВ-16А ДВ41-16 В41-36 ДВ41-18
Условный проход, мм 6 10 16 25 40
Номинальное давление, МПа 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0
Расход воздуха при р - 0,63 МПа, максимальный, м3/мин 0,25 0.8 2.0 5,0 12,5
Степень влагоотделения, % 90 90 90 90 90
Абсолютная тонкость фильт- рации, мкм 40 80 80 80 80
Потеря давления при макси- ! мальном расходе, МПа 0,04 0,008 0,01 0,02 0,025
271
Рис. 5.30. Фильтр-влагоотделитель типа ФЕ
Пояснения в тексте
0,05 МПа. Фильтр МФ (рис. 5.31)
состоит из трех последовательных
ступеней очистки. Каждая ступень
снабжена фильтрующими головка-
ми из пеномеди. Для удаления
скапливающегося конденсата на
фильтре монтируется конденсато-
отводчик. Регенерация фильтров-
элементов производится в зависи-
мости от степени их загрязнения в
случае увеличения гидравлическо-
го сопротивления свыше 0,05 МПа.
Присоединительные размеры
фильтров МФ даны в табл. 5.13.
Зарубежные производители филь-
тров («Atlas Сорсо» Бельгия,
«ОМ1» Италия, «Zander» Германия, «Donaldson-Ultrafilter» Герма-
ния и др.) классифицируют свою продукцию по группам, опреде-
ляющим класс очистки от твердых частиц по размеру их в мкм и
от водомасляной эмульсии по остаточной максимальной концен-
трации в мг/м3.
272
Таблица 5.13
Габаритные размеры фильтров МФ
Габаритный размер, мм МФ-10 МФ-30 МФ-60 МФ-120
L 500 655 595 595
D 195 195 200 335
Н 375 465 575 575
Dy 80 80 150 200
Фильтр первой группы (DD «Atlas Сорсо», PF «ОМ1») пред-
назначен для задержки твердых частиц до 1 мкм и масляной
эмульсии до 0,1 мг/м3. Устанавливается после фильтров грубой
очистки (циклонных водомаслоотделителей) или после рефри-
жераторного осушителя. В последнем варианте классы очистки
по ISO 8573.1-2.4.2.
Фильтр второй группы (PD «Atlas Сорсо», HF «ОМ1») - вы-
соко эффективный фильтр, обеспечивающий задержку твердых
частиц размером до 0,1 (HF) и 0,01 мкм (PD), а влаги и масла - до
0,01 мг/м3. После прохождения через этот фильтр воздух очища-
ется на 99,99 %. Устанавливается после фильтра первой группы.
Класс очистки по ISO 8573.1-1.4.1 в варианте
рефрижераторной осушки и -1.2.1 - в вариан-
те адсорбционной осушки до температуры
точки росы - 40 °C.
Фильтр третьей группы (QD «Atlas
Сорсо». CF «ОМ1») предназначен для удаления
из воздуха масляных испарений и запахов. Ма-
териал фильтра-элемента - активированный
уголь. Максимальное содержание остатков мас-
ла в воздухе составляет 0,003 мг/м3 при темпера-
туре сжатого воздуха 20 °C и рабочем давлении
0,8 МПа. Эти фильтры применяют для специ-
ального промышленного оборудования в фар-
мацевтической и пищевой промышленности.
Качество (тонкость) фильтрации зависит
от применяемого фильтрующего материала,
которым может служить высокопористый
вспененный полиэтилен (рис. 5.32), высокопо-
Рис. 5.32. Элемент фильтра из высокопористого вспе-
ненного полиэтилена
273
Рис. 5.33. Фильтр-элемент коалесцентного фильтра
Эрнсты е спеченные металлы (бронза, алюминий
и др.), керамика, пенополиуретан, синтетичес-
кие волокна, ткани и т. д.
Наиболее эффективны коалесцентные
фильтры, фильтр-элемент которого собран из
нескольких слоев различных фильтрующих
материалов (рис. 5.33). Движение очищаемого
потока сжатого воздуха через коалесцентный
фильтр показано на рис. 5.34. Поступающий в
фильтр сжатый воздух в первую очередь ос-
тавляет твердые включения в элементе, име-
ющий заданный уровень их фильтрации. За-
тем мельчайшие капли воды и масла, проходя
через жесткий (сетчатый) слой, при ударе о волокно мгновенно
на нем оседают. По мере продвижения они сливаются с други-
ми частицами (коалесцируют), а затем, попадая на мягкий слой,
под действием силы тяжести и напора воздуха формируют
пленку, которая медленно стекает вниз, накапливается в кон-
денсатосборнике и автоматически удаляется из фильтра кон
денсатоотводчиком.
Корпус фильтров в зависимости от пропускной способности
(до 40 000 м3/ч) и рабочего давления изготавливается из алюми-
ния, углеродистой или нержавеющей стали. Большинство филь-
тров оборудованы дифманометром-экономайзером, позволяю-
щим определить время смены фильтра-элемента. Экономически
оптимальный срок замены фильтра-элемента основан на не-
сложном алгоритме: сравнивается стоимость дополнительной
энергии, потраченной компрессором на преодоление сопротив-
ления фильтра, со стоимостью нового фильтра-элемента. Кроме
Прямая
фильтрация
Инерционное
осаждение
Диффузионное
i осаждение
Загрязненный Жесткий Мягкий Чипый
воздух (сетчатый слой) слон воздух
Рис. 5.34. Движение воздуха через фильтрующий элемент
274
Рис. 5.35. Фильтр серии ДД «Atlas Сорсо>
индикатора перепада давления, сигна-
лизирующего о необходимости техни-
ческого обслуживания, фильтры обо-
рудуются автоматическими конденса-
тоотводчиками и смотровыми окошка-
ми для непосредственного наблюдения
(рис. 5.35).
При выборе фильтров и устано-
вок осушки сжатого воздуха необхо-
димо полагаться не только на техни-
ческие характеристики, хотя это и
главное, но и на репутацию произво-
дителя.
25.3. СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА
РАЗЛИЧНЫХ СХЕМ
ОЧИСТКИ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Рассматривая сжатый воздух как
энергоноситель, нельзя не учитывать
вопросы, связанные с его подготовкой. При проектировании
системы очистки сжатого воздуха следует исходить из правила:
очищать столько, сколько нужно, но не более того. Тщатель-
ная фильтрация воздуха резко удорожает эксплуатационные
расходы. Например, чтобы часто не менять картриджи фильт-
ров тонкой очистки, необходимо перед тонкой фильтрацией
очищать сжатый воздух от более крупных включений. И то, и
другое дорого в плане как инвестиций, так и эксплуатационных
расходов. Но самое главное — это конденсирующиеся пары во-
ды и масла, капли которых в смеси с твердыми частицами об-
разуют абразивную суспензию. Без специального оборудова-
ния для осушки и последующей фильтрации суспензия поступа-
ет в пневмосеть и изнашивает пневматическое оборудование.
Практически все схемы обработки сжатого воздуха включают
как установки осушки, так и фильтры грубой, средней и тонкой
очистки в зависимости от требуемого класса очистки (рис. 5.36).
Сравнительная стоимость комплекта оборудования для про-
стейших схем обработки сжатого воздуха дана на основании ре-
зультатов тендера, проведенного на ряде промышленных пред-
275
8
н
Класс 1508573.
Е Размер частиц 3
Точка росы 4
Содержание масла 3
Рефрижерационный
осушитель
г-► Размер частиц 1
4—* Точка росы 4
Содержание масла 3
Фильтр предварительной очистки
Микрофильтры
PE Размер частиц 1
Точка росы 4
Содержание масла 1
—► Стерильный воздух
Активный угольный фильтр
—► Размер частиц 3
—* Точка росы I
► Содержание масла 7
Стерилизующий фильтр
Влагоотделитель
Размер частиц 2
Точка росы 7
Содержание масла 4
Размер частиц 1
Точка росы 2
Содержание масла 1
Размер частиц 1
Точка росы 2
Содержание масла 1
Рис. 5.36. Типичные схемы обработки сжатого воздуха
приятии Уральского региона (табл. 5.14). За основу сравнения
принят водяной концевой охладитель с последовательно вклю-
ченным влагомаслоотделителем (фильтром грубой очистки) на
производительность 100 м3/мин. Более точных данных по инвес-
тициям в абсолютном исчислении (руб/ед. оборудования) дать не
представляется возможным. Дело в том, что на российском рын-
ке компрессорное оборудование продают не только его непо-
средственные производители, часто всемирно известные, но и
посредники, которыми могут выступать кто угодно, вплоть до
ИЧП. Стоимость оборудования у таких поставщиков, как прави-
ло, закрыта вплоть до тендера.
Основные эксплуатационные затраты на обработку сжатого
воздуха приходятся на установки осушки, доля таких затрат на об-
276
Таблица 5.14
Сравнительные данные некоторых схем обработки сжатого воздуха
Схема обработки сжатого воздуха Точка росы на выходе, °C Достигаемый класс очистки по ГОСТ 17433-80 Сравнительная стоимость ком- плекта оборудо- вания, %
Водяной концевой охлади- тель + фильтр-влагомасло- отделитель 18...38 в летний пе- риод, 15...18 в ос- тальное время года 4; б и др. чет- ные классы 100
Воздушный концевой ох- ладитель + фильтр-влаго- отделитель 20...40 в летний пе- риод, 5...20 в ос- тальное время года 2; 4 и др. чет- ные классы 150-200
Концевой охладитель (водя- ной/воздушный) + фильтр- влагоотделитель + рефри- жераторная установка +3 3;5 300-350
Концевой охладитель (водя- ной/воздушный) + фильтр- влагоотделитель + адсорб- ционная установка с терми- ческой регенерацией -40 0; 1 500-550
Адсорбционная установка, использующая для регене- рации тепло сжатого воз- духа, типа FD и XD -20...-40 0; 1 550-600
служивание фильтров относительно низкая (замена фильтрующих
элементов, осмотр и т. д.). Поэтому в табл. 5.15 показаны эксплу-
атационные затраты на наиболее типичных установках осушки.
Однако сравнивать установки осушки воздуха по удельным экс-
плуатационным затратам неправильно, так как они осушают воз-
дух до различной температуры точки росы, да еще и под различ-
ным давлением. Наиболее низкие эксплуатационные затраты име-
ют воздушные охладители, за ними следуют водяные охладители,
но последние дешевле по капитальным затратам в 2 раза и более.
В целом грамотно рассчитанный и спроектированный ком-
плекс подготовки сжатого воздуха и его реализация могут сэко-
номить до 70 % затрат на его производство. Подобные решения
постепенно внедряются на многих производствах черной и цветной
металлургии, автопроме и других предприятиях. Их эффектив-
ность можно определить прямым (снижение утечек на продувки от
влаги) и косвенным путем (по частоте ремонта пневмо исполни-
тельных механизмов, наработке на отказ и смете затрат, сниже-
нию качества продукции в технологическом цикле и др.).
277
Таблица 5.15
Сравнительные технико-экономические показатели
некоторых осушителей сжатого воздуха
Параметр Тип осушителя
ВОК 79.2 осв- 125/8В FD1600(A) XD1800 УОВЮО
Производитель установки ОАО «Даль- энерго» ЗАО «ВПК «Эллирон» Компания «Atlas Сорсо» Бельгия ОАО «Курган- химмаш»
Расход воздуха, м3/мин 100 100 96 100 100
Максимальное давление, МПа Температура точки росы, °C 0,94 0,8 1,4 1,2 1,6
в летний период при темпера- туре атмосферного воздуха от 10 до 30 °C 18 38 20-40 3 -10 -40
в остальные периоды при тем- пературе атмосферного воздуха ниже 10 °C 15-18 5-20 3 -20 -40
Падение давления, МПа 1,0 5,0 13 40 20
Расход охлаждающей воды, м3/ч 20 - 20 20 30
Потребляемая мощность, кВт Эксплуапи ционнъ 11 е затратг 13,6 ы 40 87
Стоимость 1 кВт-ч э/э по состоя- нию иа 01.01.07, руб. - 1,1 1,1 1.1 1,1
Стоимость 1 м3 воды по состоя- нию иа 01.01.07, руб. 1,25 - 1,25 1,25 1,25
Стоимость электроэнергии, тыс. руб/год - 106 131 385 838
Затраты на охлаждающую воду, тыс. руб/год 219 - 219 219 328
Затраты на текущий ремонт или сервис, тыс. руб/год Итого 21 4,0 50 50 50
общие затраты, тыс. руб. 240 110 400 654 1216
удельные затраты, руб/1000 м3 40 18,3 66,6 109 202,7
Часть шестая
КОМПРЕССОРНЫЕ СТАНЦИИ
ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
Глава 26. ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ КОМПРЕССОРНОЙ
СТАНЦИИ
Суммарная производительность компрессорной станции долж-
на быть больше или равна потребности (нагрузке) в сжатом возду-
хе Укс > УП(Лр (см. формулу (2.35)) с учетом потерь воздуха при его
транспортировании и использовании в технологическом процессе.
Потребность в сжатом воздухе на предприятии не равна сум-
ме номинальных расходов воздуха пневмопотребителей, так как
не все они работают одновременно или полностью загружены в
техно логическом процессе. Таким образом, нагрузка на ком-
прессорную станцию может быть определена с некоторой веро-
ятностью. Различают максимальную, максимально длительную
и среднюю нагрузку на компрессорную станцию. При работе
предприятия вероятно кратковременное увеличение расхода
воздуха за счет включения, например, продувок трубопроводов
от влаги в утреннюю смену при односменной работе цехов или
за счет включения одновременно крупных пневмоприемников
(пескоструйных аппаратов, пневмонасосов и др.). Такой режим
работы пневмоприемников создает максимальный расход возду-
ха отличающийся от среднего расхода на 15-30 %:
где К™ = 1,15-1,30. (6.1)
Максимально длительную нагрузку определяют по формуле
1/мд _ Ь ушах
' п ,уоднгп >
где корн — коэффициент одновременности, учитывающий вероят-
ность несовпадения во времени максимального потребления
сжатого воздуха всеми цехами и участками предприятия.
279
В зависимости от состава и числа цехов (участков) предприя-
тия с неодинаковыми режимами работы ко№ = 0,8-0,95, и с увели-
чением числа цехов он уменьшается.
Средний расход сжатого воздуха на предприятии при проек-
тировании пневмосистемы определяется по укрупненному и рас-
четному методу.
Укрупненный, или приближенный, метод основан на приме-
нении средних норм удельного расхода сжатого воздуха на еди-
ницу продукции, выпускаемой цехом, участком или предприяти-
ем в целом. Такие данные имеются в справочниках по проекти-
рованию предприятий машиностроительного, металлургическо-
го и другого профиля.
Если предполагаемый годовой выпуск продукции Дгод задан,
то по среднему удельному расходу воздуха на единицу продукции
<7укр определится общий годовой расход воздуха:
Код = м3/год. (6.2)
Средний расход воздуха составит
= Тгод/траб, м3/ч, (6.3)
где траб - число часов работы оборудования в год.
Приближенный метод определения нагрузок применяется
при перспективном планировании и составлении проектного за-
дания на воздухоснабжение предприятия. На стадии выполнения
проекта цехов или участков предприятия или их реконструкции
средняя нагрузка определяется расчетным методом, который
требует знания типов и количества потребителей сжатого возду-
ха. Как это было показано в главе 16, средний расход сжатого
воздуха группой однотипных пневмоприемников зависит от мно-
гих факторов:
Qicp
где условно постоянными во времени можно считать номиналь-
ный расход воздуха пневмоприемником qKi и коэффициент уте-
чек Лут,, зависящий от плотности пневмосистемы. Остальные
факторы - количество одновременно работающих пневмопри-
емников т, и связанный с этим коэффициент одновременности
£одн„ а также основной из них—коэффициент использования обо-
рудования А:исп, - определяются технологическими процессами на
данном участке, режимом его работы и т. д. и могут значитель-
280
но изменяться в течение суток. Например, в вечернюю и ночную
смены ряд пневмоприемников не работают или на заготовитель-
ном участке цеха пневмоножницы, пневмомолоты работают
только первые два часа смены, и т. д.
По аналогии с электрической нагрузкой можно использовать
понятие коэффициента спроса kd = , где все коэффи-
циенты связаны с количеством работающих на данный момент
пневмоприемников. Периодическое включение мощных единич-
ных потребителей (пневмомолотов, пневмонасосов и др.) на уча-
стках с небольшой сетью и ее аккумулирующей способностью
вызывает не только резкое изменение расхода воздуха, ио и коле-
бание давления, способное дезорганизовать работу других пнев-
моприемников. В таких случаях рядом с мощными периодически
работающими потребителями воздуха устанавливают дополни-
тельные емкости (ресиверы), сглаживающие колебания давления.
Для участков с большой протяженностью воздухопроводов
действительный график потребления и давления сжатого воздуха
имеет более стабильный характер благодаря демпфирующему
действию значительного объема воздуха, находящегося в трубах.
По известному расчетному среднему расходу сжатого воздуха
группой однотипных пневмоприемников составляется расчет-
ный суточный график нагрузки участка или цеха. Если исполь-
зовать методику определения нагрузок электрических станций,
где изменение нагрузок потребителями отображается мгновенно,
то в первом приближении, не учитывая демпфирующих свойств
пневмосистемы, можно определить часовые расходы по формуле
И, М3/ч
15296,646
15168,371
15040,097
14911,822
14783,547
14655,273
14526,998
14398,723
14270,449
14142,174
14013,899
м3/ч.
00:00 02:00 04:00 06:00 08:00 10:00 12:00 14:00 16:00 18:00 20:0022:0024:00
Рис. 6.1. Суточный график потребления сжатого воздуха цехом
281
где q[cp - средний расход воздуха группой однотипных пневмо-
приемников, м3/мин; т^- - коэффициент использования воздуха в
сетях, учитывающий потери в воздухопроводах, шлангах, соеди-
нениях и принимаемый в среднем равным 0,9.
Действительный суточный график расхода сжатого воздуха
фиксируется расходомером на входном участке цеховой сети и
на компрессорной станции и затем обрабатывается с учетом ат-
мосферных условий, охлаждения и потерь давления в магист-
ральных воздухопроводах и т. д. (рис. 6.1).
Глава 27. ВЫБОР КОМПРЕССОРА ОБЩЕГО
НАЗНАЧЕНИЯ
27.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА КОМПРЕССОРОВ,
УСТАНАВЛИВАЕМЫХ НА КОМПРЕССОРНОЙ СТАНЦИИ
Суммарная паспортная производительность всех имеющихся
на компрессорной станции компрессоров называется установ-
ленной производительностью Ууст в отличие от рабочей Ураб и ре-
зервной Урез производительности. Рабочая производительность -
сумма паспортных (номинальных) производительностей ком-
прессоров станции, кроме резервных:
Ура^Уусг-Урез- (64)
Определение указанных производительностей, а также количе-
ства и типоразмеров компрессоров зависит от категории техно-
логических процессов (допускающих или не допускающих сни-
жения воздухопотребления) и от характера и состава пневмопри-
емников (мелких или крупных, пневмомеханизмов или струйных
и др.). Обычно рабочую производительность станции принима-
ют равной максимально длительной нагрузке предприятия Ураб =
= У“д. Если некоторое снижение воздухопотребления допустимо,
то рабочая производительность покрывает только 75-90 % мак-
симально длительной нагрузки, а остальное - за счет резервных
компрессоров:
Ураб = (0,75-0,9)^.
Производительность единичной компрессорной установки
предварительно определяют по формуле
282
VK = Vpa6/nK,
(6-5)
где пк < 6 - оптимальное количество компрессорных установок.
Практика дореформенного (до 1990 г.) проектирования и
строительства компрессорных станций общего назначения не
отличалась большим разнообразием решений. Обычно исполь-
зовались типовые проекты компрессорных станций Ростовского
проектного института «Стройдормаш», в которых установлен-
ная производительность обеспечивалась однотипными компрес-
сорами. При У”д < 400 м3/мин устанавливались поршневые ком-
прессоры и при У”д > 400 м3/мин - центробежные компрессоры
Хабаровского завода «Энергомаш» на 250 и 500 м3/мин, включая
резервные. Максимальное количество однотипных машин на
станции принималось от 4 до 6, причем их монтаж на свободные
фундаменты производился поэтапно, по мере увеличения на-
грузки и развития предприятия.
Послереформенный период характеризуется или снижением
воздухопотребления (в связи с отключением непрофильных це-
хов и участков, энергосбережением и др.), или резко переменны-
ми нагрузками (работа крупных пневмопотребителей в одну или
две смены, развитие новых технологий и др.). Не имея мелких
резервных компрессоров на станции, эксплуатационный персо-
нал вынужден переводить крупные компрессоры в предельный
режим регулирования часто с выпуском «лишнего» сжатого воз-
духа в атмосферу. Выход из ситуации возможен путем подбора и
установки компрессора с более низкой производительностью в
самой компрессорной станции (если позволяет промплощадка в
машзале) или по месту расположения крупного потребителя воз-
духа с переменным графиком расхода - децентрализация возду-
хоснабжения.
В техническом задании на приобретение компрессорной ус-
тановки должны быть четко и полно прописаны не только тре-
буемые параметры сжатого воздуха (рабочее давление, произво-
дительность и качество сжатого воздуха), но и режим потребле-
ния, условия подключения к электрической сети (6 или 10 кВ),
охлаждение компрессора (воздушное или водяное), требуемый
блок автоматического управления и другие условия. Ряд таких
условий, в зарубежных каталогах их называют опции, поставщи-
ки оборудования не смогут удовлетворить. Например, россий-
ские компрессоростроители не комплектуют свои установки се-
рийными блоками осушки воздуха или современными микропро-
цессорными блоками управления и автоматики.
283
Рабочее давление и производительность всегда являются до-
минирующими при выборе компрессора. Но в настоящее время
не меньшее значение имеет качество сжатого воздуха, критерии
которого приводятся в ГОСТ 17433-80 и DIN ISO 8571.1: размер
частиц и концентрация, остаточное содержание масла и темпе-
ратура точки росы. Из экономических соображений необходимо
придерживаться правила: «Очистка сжатого воздуха произво-
дится такая, какая необходима, и не более того». После того как
определили необходимое рабочее давление и потребность в сжа-
том воздухе (см. табл. 3.5, 3.6), следует объединить потребите-
лей по одинаковому классу качества сжатого воздуха. Так же
как два предыдущих примера, этот расчет привязан к требуемо-
му давлению (табл. 6.1).
Пример 6.1. В результате распределения пневмоприемни-
ков по давлению и качеству сжатого воздуха получается, что в
цехе необходимо иметь две линии различного давления: линию
участка прессов с давлением 0,8 МПа и рефрижераторной
осушкой воздуха до температуры точки росы +3 °C на макси-
мальный расход 47,2 м3/мин и линию, обеспечивающую учас-
ток заготовки и струйной обработки изделий, на давление
0,65 МПа и такой же осушкой, но на расход 53 м3/мин. Авто-
номную компрессорную станцию можно укомплектовать тре-
мя одинаковыми компрессорами (винтовыми или центробеж-
ными) на производительность 50-55 м3/мин с встроенными или
отдельными рефрижераторными осушителями (один компрес-
сор и осушитель резервные).
Выбирая компрессорную установку, с точки зрения эксплуа-
тации в первую очередь интересно соответствие требуемых па-
раметров рабочего давления и производительности номиналь-
ным (паспортным) характеристикам машины. Эти данные, как
правило, не совпадают, и тогда приходится подбирать ближай-
ший типоразмер компрессора с «избыточными» характеристи-
ками по производительности и рабочему давлению. Технические
данные компрессорных установок и систем обработки сжатого
воздуха доступны для покупателей такого оборудования (см.
справочники, рекламные буклеты, сайты производителей пнев-
мооборудования). Кроме того, сейчас много фирм-посредников
предлагают свои услуги по продаже того или иного компрессор-
ного оборудования, так что информации достаточно.
Среди российских компрессоростроителей уже упомина-
лись (см. часть 2) ОАО «Казанькомпрессормаш», ОАО «Пенз-
284
Таблица 6.1
Распределение ппевмоприемников по классам качества
сжатого воздуха по ГОСТ 17433-80
Пневмоприемник Максимальный расход, мУиин Давление, МПа Класс качества воздуха
'часток пресса
Прессы 1,6 0,8 5
Штамповочные молоты 40 0,75 5
Устройства продувки 0,48 0,6 9
П невмоинструмент 2,8 0,63 7
Итого: (+5 % износ) 47,2 —
Участок заготовки
Пневмоподъемник 2,8 0,63 5
1 Рубильный молоток 8,4 0,63 7
1 Пневмоножницы 4,8 0,63 7
। Отрезная машинка 1,2 0,60 5
Шлифмашинка 14,4 0,63 5
Устройство обдувки 0 2 мм 0,96 0,63 9
П невмоинструмент 7,0 0,63 7
Итого: (+5 % износ) 41,54 —
Участок струйной обработки
Пескоструйная машина 6,0 0,5 11
Обдувочные сопла 0 2 мм 0,96 0,63 9
Пневмоинструмент 2,8 0,63 7
। Пистолет-краскораспылитель 1,5 0,55 7
Итого: (+5 % износ) 11,26 -
компрессормаш», ОАО «Дальэнергомаш». К этой группе сле-
дует отнести ОАО «Невский завод» (производство центробеж-
ных компрессоров производительностью 50-27 000 м3/мин на
рабочее давление до 30 МПа), ОАО «Компрессор», С.-Петер-
бург (производство поршневых и винтовых машин), ОАО «Бо-
рец» Москва (производство поршневых и винтовых машин),
ОАО «Челябинский компрессорный завод», Челябинск, ОАО
«Уральский компрессорный завод», Екатеринбург и др. Зару-
бежные производители компрессорного оборудования пред-
ставлены компаниями и фирмами «Atlas Сорсо», «А1ир»,
«Turbo Cooper», «Fini» (Италия), «Gardner Denver» (Финлян-
дия), «Ingersol Rand» (США), «Samsung» (Корея), «Dalgakiran»
(Турция), «Atmos Chrast s.r.o.» (Чехия) и другие поставщики
285
(см., например, журнал «Компрессорная техника и пневмати-
ка», № 6, 2006).
Немаловажную роль при выборе компрессорной установки
играют эксплуатационные факторы: возможность и глубина ре-
гулирования производительности; удельные затраты мощности
на номинальном и регулируемом режимах работы, загрязнения в
сжатом воздухе после компрессора (например масла), надежность
и долговечность в эксплуатации, шум и вибрация при работе.
Некоторые из перечисленных факторов (регулирование про-
изводительности, удельные затраты мощности) рассмотрены во
второй части книги, другие подробно анализируются ниже.
27.2. ОСНОВНЫЕ ФАКТОРЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ
ВЫБОР КОМПРЕССОРА
При обсуждении зачастую болезненной проблемы замены
компрессорного оборудования или расширения парка компрес-
сорных машин возникают факторы, которые принимаются в
расчет руководителями при принятии решения о закупке нового
компрессора.
Первый, основной фактор, стоимость компрессорной уста-
новки и связанные с ней другие виды капитальных затрат, в
том числе на проектную привязку, строительство, монтаж, пуско-
наладочные работы, расходы на дополнительное оборудование и
т. д. (см. подробнее главу 28). Другой немаловажный фактор - из-
держки производства на выработку сжатого воздуха, основными
из которых являются энергетические затраты. Общая структура
капитальных затрат или инвестиций и производственных затрат
показана на диаграмме (рис. 6.2). Конкретное распределение этих
затрат определяется режимом работы компрессорных установок,
типов машин, выбранной системы охлаждения и др.
За время своего срока службы компрессор потребляет толь-
ко электроэнергии на
Инвестиции 19 %]
Охлаждающаяс
вода 1 %
[Техническое Сумму, ВО МНОГО КраТ
[обслуживание 7 % превышающую перво-
начальные затраты на
Энергия 73 %
Рис. 6.2. Диаграмма распре-
деления затрат на приобре-
тение и эксплуатацию ком-
прессорных установок
286
Рис. 63. Капитальные и энергозатраты
на выработку 1 м3/мин воздуха давлением
0,8 МПа
его приобретение и установку.
На рис. 6.3 изображены линии ка-
питальных и эксплуатационных
затрат.
Капитальные затраты на
приобретение компрессоров об-
щего назначения на давление
0,8 МПа и условной производительностью 1 м3/мин отображены
прямой линией, параллельной оси абсцисс. Для трех стран - Гер-
мании, США и России — эти затраты составляют в среднем
1250 дол. США за 1 м3/мин вырабатываемого сжатого воздуха.
Удельные затраты электроэнергии на производство сжато-
го воздуха современными винтовыми и центробежными ком-
прессорами составляют в среднем 87-90 кВт ч/1000 м3 или
5,3-5,6 кВт/(м3/мин). Эксплуатационные затраты в трех странах
различаются из-за разницы тарифов на электроэнергию. В Гер-
мании они выше всего и составляют примерно 9 центов за
1 кВт ч, в США — 5 центов, а в России непрерывно растут и до-
стигли уже 4 цента за 1 кВт ч (данные на начало 2007 г.).
Пересечение наклонных линий, отображающих энергозатра-
ты в трех странах с линией капитальных затрат, означает, что
компрессор израсходовал электроэнергии на сумму, равную сто-
имости его приобретения.
Как видно из рис. 6.3, для Германии стоимость приобрете-
ния компрессора уравнивается со стоимостью энергозатрат ме-
нее чем через 3 месяца безостановочной работы. В США, где
энерготарифы ниже, это происходит примерно через полгода,
а в России - через 9 месяцев. Таким образом, если брать за 100
% стоимость капитальных затрат на приобретение компрессо-
ра и стоимость электроэнергии, потребляемой компрессором в
течение первых 5 лет работы, то доля первоначальных затрат
составит всего лишь 17-19 % от совокупных, а доля производ-
ственных затрат - 81-83 %. Если учесть, что в России уже сей-
час цена на нефтепродукты, в частности на бензин, равняется
цене в США, то тарифы на электроэнергию тоже скоро достиг-
нут американского уровня. Поэтому доля инвестиций на приоб-
ретение компрессора уменьшится еще больше, по сравнению с
нынешней.
287
Рыночная стоимость воздушных компрессорных машин как
отечественных, так и зарубежных колеблется в широких преде-
лах. Цены ежегодно пересматриваются, особенно фирмами-по-
средниками, и не поддаются какой-либо статистической обра-
ботке даже в пределах установок одного класса. Однако при оди-
наковых основных характеристиках (производительность - ра-
бочее давление) цены на отечественные компрессоры ниже на
20-30 %, чем на аналогичные зарубежные установки.
На стоимость компрессора влияют конструктивные решения,
которые вносят изготовители для улучшения технико-экономиче-
ских показателей: изотермического кпд, удельного расхода энер-
гии на выработку сжатого воздуха, автоматического регулирова-
ния современными способами снижения производительности и др.
Все эти решения рассмотрены в предыдущих разделах.
Есть еще одна проблема: на рынке появилось много компа-
ний, которые рекламируют себя как российские производители
из импортных комплектующих. Однако зачастую это просто
контрафакт — производство «на коленке» из случайных заку-
пок, например винтовых пар, теплообменников и др., без опыта,
без отработанной технологии и оснастки, соответствующей ква-
лификации, на разболтанных станках и, как правило, без сервис-
ного обслуживания, а то и вообще без гарантии. Единственное
преимущество — демпинговая цена, но приобретение такого обо-
рудования - на страх и риск покупателя: найти виноватых при
отказе - невозможно. Не сосчитать, сколько заказчиков обору-
дования по обработке сжатого воздуха фильтров-влагоотдели-
телей подозрительного класса очистки или так называемых
«фильтров-осушителей» вынуждены выбросить такое оборудо-
вание после первых недель эксплуатации.
Большинство дилеров невысокого мнения о российских про-
изводителях компрессорного оборудования: отмечают узкий мо-
дельный ряд, низкое качество сборки, неудовлетворительные
массогабаритные показатели, шумовые характеристики, удель-
ный расход электроэнергии и т. д. С появлением на рынке миро-
вых производителей рынок для отечественных компрессорост-
роителей резко сузился из-за невысокого качества их продук-
ции. Например, общее число газовых и воздушных компрессо-
ров, поставленных потребителям в 2005 г., составило 79 600 еди-
ниц, из них предприятиями РФ произведено 27 900; на предприя-
тиях так называемой «отверточной» сборки в РФ собрано 23 700,
а импорт составил 26 000 единиц на сумму 200 млн дол. США.
288
Как видно, доля чисто российской продукции в штуках всего
лишь немного превышает 1/3 объема рынка. Поскольку зару-
бежная продукция обычно дороже отечественной, доля россий-
ской продукции в денежном выражении еще меньше. Вместе с
тем следует принимать во внимание наступательный характер
способов завоевания рынка — не вполне добросовестная реклама
например. Объявляемые зарубежными производителями пара-
метры и потребительские свойства продукции не всегда под-
тверждаются на практике. Но сегодня можно констатировать,
что период застоя в отечественном компрессоростроении закан-
чивается. Российские заводы, например ОАО «Казанькомпрес-
сормаш», постепенно теснят с внутреннего рынка иностранные.
Очевидно, что закупки оборудования - долгосрочные инвес-
тиции, и правильно ставить вопрос не только о цене компрессор-
ных установок, но и о тех преимуществах, которые получает по-
требитель, заплатив определенную цену.
27.3. ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ ФАКТОРЫ, ВЛИЯЮЩИЕ
НА ВЫБОР КОМПРЕССОРА
Помимо энергетических показателей компрессора фирмы-
изготовители стремятся улучшить и другие эксплуатационные
качества компрессорной установки: автоматические управление
и защиту, снижение уровня шума, металлоемкость и т. д. за счет
дополнительного оборудования. Цена (качество) этого оборудо-
вания зависит от производителя, имеющего современные техно-
логии изготовления и высокий международный рейтинг среди
энергетических компаний. Поэтому целесообразно рассмотреть
дополнительные эксплуатационные факторы, которые могут
повлиять на выбор компрессорной установки.
Удельная металлоемкость, как важный качественный пока-
затель конструкции компрессора - это масса машины, приходяща-
яся на единицу ее производительности. По удельной металлоемко-
сти между собой сравниваются не только однотипные машины, но
и подбирается крановое оборудование, номенклатура запчастей,
тип и объем фундамента. По ГОСТ 18985-83 для поршневых ком-
прессоров общего назначения на рабочее давление 0,883 МПа
(9,0 атм) удельная металлоемкость равна 140-180 кг/м3/мин.
Современный отечественный оппозитный поршневой ком-
прессор 4ВМ10-100/8 имеет удельную металлоемкость
166 кг/(м3/мин) без учета массы электродвигателя и вспомога-
289
тельной аппаратуры, а компрессор 2ВМ10-50/8 - 171 кг/(м3/мин).
Удельная металлоемкость обеих машин практически не измени-
лась, несмотря на то что производительность компрессора
2ВМ10-50/8 в 2 раза ниже.
Характерная для всего машиностроения тенденция к повы-
шению быстроходности приводит к снижению габаритов и мас-
сы машин, в том числе и компрессоров. Но показатели удельной
металлоемкости поршневых компрессоров с увеличением их бы-
строходности если не ухудшаются, то остаются теми же. Это
объясняется тем, что одновременно с производительностью из-
меняется конструкция машины, при небольшой производитель-
ности проектируются легкие бескрейцкопфные, а при боль-
шой — тяжелые крейцкопфные компрессоры. У последних рас-
ход металла на 50-70 % больше, чем у бескрейцкопфных. Наи-
лучшие показатели удельной металлоемкости имеют винтовые
(85-110 кг/(м3/мин)) и центробежные (110-150 кг/(м3/мин)) ком-
прессоры без учета массы электродвигателя.
Современные компрессорные установки выпускаются моно-
блоком^ у которого под шумозащитным кожухом на раме ском-
понованы компрессор с воздушным трактом (всасывающий и на-
гнетательный патрубки, промежуточные воздухоохладители),
маслосистема, система управления и защиты, масловодоотдели-
тели и другое оборудование по требованию заказчика. Масса
моноблока, безусловно, больше, чем масса собственно компрес-
сора, зато готовность к работе такой компрессорной установки
предельно высокая - необходимо только подключить к ней
внешние коммуникации: воздухопроводы, системы электроснаб-
жения и охлаждения. И если иметь в виду, что тихоходные пор-
шневые компрессоры массивнее, чем другие типы машин, то
разница в металлоемкости моноблочных поршневых и других
компрессорных установок становится еще больше.
Удельная площадь компрессорной установки — это пло-
щадь, определяемая по наружным габаритам и отнесенная к еди-
нице производительности компрессора. Площадка, занимаемая
компрессорной установкой, и связанный с ней фактор удельной
площади имеют наибольшую ценность при рассмотрении вари-
антов расширения компрессорной станции или выделения поме-
щения под автономную установку, когда на дополнительную за-
стройку отводится минимум места. На этот фактор в первую
очередь оказывают влияние конструктивные особенности ком-
прессора, а затем уже схема и тип привода.
290
Поршневой компрессор как наименее быстроходный и урав-
новешенный требует больше площади и, главное, более массив-
ного фундамента среди всех машин. Производительность таких
машин одного типа, например оппозитных компрессоров
4ВМ10-100/8 и 2ВМ10-50/8 ит.д., мало сказывается на показате-
ле удельной площади, который соответственно равен 0,32 и
0,3 м2/(м3/мин). Лучшие показатели по удельной площади имеют
современные винтовые (0,08-0,15 м2/(м3/мин)) и центробежные
(0,11-0,15 м2/(м3/мин)) компрессоры. Показатель удельной пло-
щади растет при снижении производительности компрессора
(сравнивались компрессоры производительностью 100 и
50 м3/мин). Основание в виде прочной рамы, на которой смонти-
рована вся компрессорная установка (винтовая или центробеж-
ная), не требует специального фундамента.
Надежность компрессорных машин характеризуется безот-
казностью, ремонтопригодностью и долговечностью. Надеж-
ность закладывается при конструировании, обеспечивается в
процессе производства и поддерживается в эксплуатации. На-
дежность компрессорной установки является не только качест-
венной характеристикой, но и фактором, определяющим резерв
на. компрессорной станции, состав ремонтного персонала и но-
менклатуру запчастей.
Названные выше показатели надежности представляют со-
бой параметры закона распределения случайных величин: для
безотказности такой случайной величиной будет наработка на
отказ, для ремонтопригодности — время восстановления каждого
отказа, а для долговечности — технический ресурс машины. За-
кон распределения случайных величин и его параметры опреде-
ляются статистическим путем.
Комплексным показателем надежности является коэффици-
ент готовности
(бб)
*отк + "вое
где тотк - средняя наработка на отказ, ч; твос - среднее время вос-
становления, ч.
Анализ статистических данных показывает, что численные
значения коэффициента готовности для ряда поршневых машин
составляют: ВУ-3/8 - Кг = 0,93; ВП-ЗО/8 - Кг = 0,97; 4ВМ10-100/8 -
Кг = 0,98.
291
Пензенским компрессорным заводом совместно с ВНИИПТ-
ХимМаш было обследовано 64 машины 54 типоразмеров из 4000
выпущенных заводом. Как оказалось, причиной большинства
отказов является недостаточная надежность небольшой группы
деталей и узлов: самодействующие клапаны тотк = 900-2000 ч;
подшипники Тотк = 972-2174 ч; узлы маслосистемы т0ТК =
= 1670-4500ч.
В поршневых компрессорах, как ни в одном другом, можно
наблюдать сочетание деталей и узлов, работающих годами и ка-
кие-то сотни часов. Особого внимания требуют самодействую-
щие клапаны, срок службы которых определяется состоянием
запирающих поток пластин или колец, числом оборотов, загряз-
ненностью воздуха и др. и лежит в пределах 900-3000 ч.
Наиболее надежными показали себя винтовые и центробеж-
ные компрессоры. Полный средний срок службы центробежно-
го компрессора К-250 и К-500 30 лет при коэффициенте готов-
ности 0,98, средний ресурс ротора 76 000 ч, а ресурс между сред-
ними ремонтами 17 000 ч.
Центробежные компрессоры могут работать без остановки
годами, моторесурс отдельных узлов их выше 100 000 ч. Практи-
ка эксплуатации показывает, что наиболее уязвимым местом
центробежных машин являются передающие муфты в паре ре-
дуктор-компрессор. При несоосности этой пары наблюдаются
частые отказы до момента устранения причины.
Исключительно высокая надежность винтовых компрессо-
ров определяется во многом простотой конструкции, отсутстви-
ем деталей, совершающих возвратно-поступательное движение,
отсутствие газораспределительных органов и, наконец, отсутст-
вием деталей, легко подверженных вибрации. Если понимать
под долговечностью продолжительность работы до полного из-
носа компрессора, то при соблюдении правил эксплуатации дол-
говечность винтовых и, особенно, центробежных машин дости-
гает 30 лет и выше. Интересно сопоставить моторесурс турбо-
компрессора и автомобиля, непрерывная работа узлов которого
не превышает 1200-1500 ч.
Многие поставщики компрессоров предлагают многолет-
нюю гарантию на свою продукцию как фактор его надежности.
Первое, на что хотелось бы обратить внимание, это гарантия и
надежность - никак не связанные понятия. Надежность - это
технический параметр, который сложно измерить. Кстати, в спе-
цификациях зарубежных поставщиков оборудования отсутству-
292
ет российский термин «наработка на отказ». И заявление, напри-
мер, что оборудование работает до отказа 100 000 ч при гаран-
тии 2 года (16 000 ч) непонятно что означает, поскольку при по-
ломке даже через 20 000 ч его будут ремонтировать за деньги.
Гарантия же характеризует репутацию поставщика и является
коммерческой договоренностью между участниками сделки о
ремонте оборудования в течение определенного срока.
Гарантийные обязательства во всех случаях внимательно
анализируются. В них должно отражаться то, что покрывает и
что не покрывает гарантия: например проезд сервисного инже-
нера к месту установки оборудования, имеете ли вы право сами
обслуживать оборудование и т. д. Особенно не рекомендуется
работать с небольшими фирмами и компаниями, не имеющими
официального представительства в России, с которыми гаран-
тийные обязательства сложно урегулировать.
Шум компрессорной установки. Звук как физическое явле-
ние представляет собой волновое движение упругой среды, как
физиологическое явление он определяется ощущением, воспри-
нимаемым органом слуха при воздействии звуковых волн в диа-
пазоне частот 16-20 000 Гц. Всякий мешающий и нежелатель-
ный звук называется шумом.
Специфика терминологии, принятой в технике борьбы с шу-
мом, в значительной мере обусловлена характером восприятия
звука человеком, а также современным уровнем развития измери-
тельной аппаратуры. Это касается повсеместного использования
логарифмической шкалы для амплитудных характеристик звуко-
вых волн и выражением интенсивности через звуковое давление.
Единицей звукового давления является паскаль. Наименьшее
звуковое давление, улавливаемое человеком (порог слышимос-
ти), 210 5 Па, наибольшее, воспринимаемое безболезненно,
Г10-2 Па. При изменении интенсивности звука человек в боль-
шей мере реагирует на отношение между новым и прежним зна-
чениями звукового давления, чем на абсолютную разность меж-
ду ними. Поэтому при измерении шума пользуются относитель-
ной шкалой уровня звукового давления в децибелах (дБ). По ре-
комендации Международной организации стандартов уровень
звукового давления рассчитывается по формуле
Гр = 201g (Pcp/ро) дБ,
где рср — эффективное значение измеряемого давления, Па; р0 —
эталонное звуковое давление, равное 2-10-5 Па.
293
Пензенским компрессорным заводом совместно с ВНИИПТ-
ХимМаш было обследовано 64 машины 54 типоразмеров из 4000
выпущенных заводом. Как оказалось, причиной большинства
отказов является недостаточная надежность небольшой группы
деталей и узлов: самодействующие клапаны тотк = 900-2000 ч;
подшипники тотк = 972-2174 ч; узлы маслосистемы тотк ~
= 1670-4500 ч.
В поршневых компрессорах, как ни в одном другом, можно
наблюдать сочетание деталей и узлов, работающих годами и ка-
кие-то сотни часов. Особого внимания требуют самодействую-
щие клапаны, срок службы которых определяется состоянием
запирающих поток пластин или колец, числом оборотов, загряз-
ненностью воздуха и др. и лежит в пределах 900-3000 ч.
Наиболее надежными показали себя винтовые и центробеж-
ные компрессоры. Полный средний срок службы центробежно-
го компрессора К-250 и К-500 30 лет при коэффициенте готов-
ности 0,98, средний ресурс ротора 76 000 ч, а ресурс между сред-
ними ремонтами 17 000 ч.
Центробежные компрессоры могут работать без остановки
годами, моторесурс отдельных узлов их выше 100 000 ч. Практи-
ка эксплуатации показывает, что наиболее уязвимым местом
центробежных машин являются передающие муфты в паре ре-
дуктор-компрессор. При несоосности этой пары наблюдаются
частые отказы до момента устранения причины.
Исключительно высокая надежность винтовых компрессо-
ров определяется во многом простотой конструкции, отсутстви-
ем деталей, совершающих возвратно-поступательное движение,
отсутствие газораспределительных органов и, наконец, отсутст-
вием деталей, легко подверженных вибрации. Если понимать
под долговечностью продолжительность работы до полного из-
носа компрессора, то при соблюдении правил эксплуатации дол-
говечность винтовых и, особенно, центробежных машин дости-
гает 30 лет и выше. Интересно сопоставить моторесурс турбо-
компрессора и автомобиля, непрерывная работа узлов которого
не превышает 1200-1500 ч.
Многие поставщики компрессоров предлагают многолет-
нюю гарантию на свою продукцию как фактор его надежности.
Первое, на что хотелось бы обратить внимание, это гарантия и
надежность - никак не связанные понятия. Надежность - это
технический параметр, который сложно измерить. Кстати, в спе-
цификациях зарубежных поставщиков оборудования отсутству-
292
ет российский термин «наработка на отказ». И заявление, напри-
мер, что оборудование работает до отказа 100 000 ч при гаран-
тии 2 года (16 000 ч) непонятно что означает, поскольку при по-
ломке даже через 20 000 ч его будут ремонтировать за деньги.
Гарантия же характеризует репутацию поставщика и является
коммерческой договоренностью между участниками сделки о
ремонте оборудования в течение определенного срока.
Гарантийные обязательства во всех случаях внимательно
анализируются. В них должно отражаться то, что покрывает и
что не покрывает гарантия: например проезд сервисного инже-
нера к месту установки оборудования, имеете ли вы право сами
обслуживать оборудование и т. д. Особенно не рекомендуется
работать с небольшими фирмами и компаниями, не имеющими
официального представительства в России, с которыми гаран-
тийные обязательства сложно урегулировать.
Шум компрессорной установки. Звук как физическое явле-
ние представляет собой волновое движение упругой среды, как
физиологическое явление он определяется ощущением, воспри-
нимаемым органом слуха при воздействии звуковых волн в диа-
пазоне частот 16-20 000 Гц. Всякий мешающий и нежелатель-
ный звук называется шумом.
Специфика терминологии, принятой в технике борьбы с шу-
мом, в значительной мере обусловлена характером восприятия
звука человеком, а также современным уровнем развития измери-
тельной аппаратуры. Это касается повсеместного использования
логарифмической шкалы для амплитудных характеристик звуко-
вых волн и выражением интенсивности через звуковое давление.
Единицей звукового давления является паскаль. Наименьшее
звуковое давление, улавливаемое человеком (порог слышимос-
ти), 2-10-5 Па, наибольшее, воспринимаемое безболезненно,
1-10-2 Па. При изменении интенсивности звука человек в боль-
шей мере реагирует на отношение между новым и прежним зна-
чениями звукового давления, чем на абсолютную разность меж-
ду ними. Поэтому при измерении шума пользуются относитель-
ной шкалой уровня звукового давления в децибелах (дБ). По ре-
комендации Международной организации стандартов уровень
звукового давления рассчитывается по формуле
£p = 2O!g(pcp/po) дБ,
где рср — эффективное значение измеряемого давления, Па; р0 —
эталонное звуковое давление, равное 2-10-5 Па.
293
Чувствительность человеческого уха зависит как от уровня
звукового давления, так и от диапазона частот, причем наиболь-
шая чувствительность наблюдается в диапазоне 1000-5000 Гц.
Случайный набор, или спектр, звуковых волн при анализе шума
разбивается на октавные полосы, или на доли этих полос. Окта-
вой называется полоса частот, в которой верхняя граничная ча-
стота в 2 раза больше нижней. В настоящее время, как правило,
шумомеры снабжаются фильтрами для частотного анализа зву-
ков в восьми октавных полосах: 63,125,250,500,1000,2000,4000
и 8000 Гц. Для полосы 63 Гц, например, границы, составляют
/н = 45 Гц и/в = 90 Гц, а среднегеометрическая частота их равна
Д,=АА=74Г90 = 63Гц.
Любые машины и механизмы как источники звука характе-
ризуются звуковой мощностью источника, измеряемой в ваттах
(Вт). По аналогии с уровнем звукового давления введено поня-
тие уровень звуковой мощности (и ее распределение по октав-
ным полосам частот)
Ln= 10Ig/V//V0 дБ,
где /V — звуковая мощность источника, No — пороговая величина
звуковой мощности, равная 1-Ю12 Вт.
Для ориентировочной оценки допускается характеризовать
шум одним числом - уровнем звука LA (читается децибел А), из-
меряемым шумомером с корректированной частотной характе-
ристикой, в которой при помощи соответствующих фильтров
снижена чувствительность на низких частотах 40-70 дБ.
Выражая уровень звукового давления в децибелах, следует
помнить, что при увеличении давления вдвое прибавляется 6 дБ.
Если в машинном зале компрессорной станции шум достигает
106 дБ, то звуковое давление составит 4 Па, а интенсивность зву-
ка - 0,04 Вт/м2.
Интенсивность типичных шумов составляет, дБ А:
взлет реактивного самолета на расстоянии 25 м -140; цех трубо-
прокатного завода 90-100; перфоратор, пневмоинструмент -
90-100; салон небольшого автомобиля - 60-70; обычный разго-
вор - 65; комната в тихой квартире - 35; шелест листвы — 10.
Нормы шума представляют собой максимально допустимые
уровни звукового давления, которые не должны превышаться
промышленными установками.
294
Рис. 6.4. Предельные спектры (ПС)
В основу системы нормирования
шумов в России приняты так называе-
мые предельные спектры, каждому из
которых приписывается определенный
индекс, равный его значению при час-
тоте 1000 Гц. Семейство предельных
спектров приведено на рис. 6.4. Соглас-
но ГОСТ 12.1.003-86, основной норми-
рующей кривой является ПС-80 для ра-
бочих мест на производстве и террито-
рии промпредприятий.
Допустимые уровни звукового дав-
ления для широкополосного постоян-
ного шума на рабочих местах в произ-
водственных помещениях, согласно
ГОСТ 12.1.003-86, приведены в
табл. 6.2, откуда следует, что сущест-
вующая система нормирования шума
ориентирует на классификацию уров-
ней шума по помещениям, а не по про-
фессиям. Персонал энергопредприятий, в том числе компрессор-
ных станций, в основном не имеет постоянных рабочих мест (ре-
Таблица 6.2
Допустимые уровни звука на некоторых рабочих местах
Рабочие места Среднегеометрические частоты в октавных полосах, Гц Уро- вень звука, ДВА
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Г~ Помещения конструк- торских бюро, про- граммистов вычисли- тельных машин и др. 71 61 54 49 45 42 40 38 50
Кабины наблюдений и дистанционного кон- троля с речевой свя- зью по телефону 83 74 68 63 60 57 55 54 65
Постоянные рабочие места и рабочие зоны в производственных по- мещениях 99 92 86 83 80 78 76 74 85
295
монтный персонал, машинисты-обходчики и др.), что не отража-
ется в нормах по фактическому воздействию шума на человека.
Поэтому в настоящее время у нас и за рубежом предлагаются и
апробируются другие системы нормирования, основанные на до-
зе облучения шумом за определенное время.
На современных компрессорных станциях шум, как правило,
превышает допустимые нормы. Шум компрессорных установок
наиболее интенсивный в промышленности и достигает ПО дБ.
Хотя энергия, требуемая для генерации звука, очень мала и со-
ставляет примерно 1/1000 энергии привода компрессора, биоло-
гическое воздействие ее огромно.
Поршневые компрессоры шумят сильнее, чем другие типы
машин в низкочастотной области спектра. Здесь преобладает
шум механического характера от работы кривошипно-шатунно-
го механизма, и к нему добавляется аэродинамический шум в ре-
зультате периодической работы самодействующих клапанов.
Следует отметить, что шум механического происхождения рас-
пространяется через строительные конструкции и воздухопро-
воды в атмосферу, является менее интенсивным и причиняет
меньше неприятностей, чем аэродинамический. Но механичес-
кий шум как более низкочастотный имеет способность переда-
ваться дальше и дольше сохраняться.
В центробежных компрессорах преобладает высокочастот-
ный аэродинамический шум, который составляют в низкой об-
ласти звукового диапазона роторные частоты, а в высокочастот-
ной области - лопаточные частоты.
В винтовых компрессорах наиболее интенсивным источни-
ком шума являются пульсации давления воздуха во всасываю-
щем и нагнетательном патрубках.
Но общим источником шума для всех типов компрессорных
машин является всасывающий тракт и система сброса (байпаси-
рование) воздуха в атмосферу. Через отверстия всасывающих и
выхлопных воздухопроводов шум проникает на территорию,
примыкающую к компрессорной станции.
Октавные уровни звуковой мощности шума, излучаемого
компрессорными установками, приведены в табл. 6.3.
Вибрация компрессорной установки. Вибрацией какого-ли-
бо тела называется периодическое смещение его центра тяжес-
ти от положения равновесия. Сложная вибрация представляет
собой набор большого числа гармонических колебаний различ-
ной частоты амплитуды и фазы, и в этом у нее и шума много об-
296
Таблица 6.3
Уровни звуковой мощности компрессорных установок
Вид оборудования Среднегеометрические частоты в октавных полосах, Гц Уро- вень шума, ДВА
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Компрессор ВП-50/8 98 98 101 104 102 97 89 82 105
Компрессор К-500-61-1 105 104 98 106 114 113 ПО 96 117
Всасывающий воздухо- вод компрессора ВП-50/8 122 124 115 ПО 99 98 94 92 -
Всасывающий воздухо- вод компрессора . К-250-61-1 84 79 83 82 94 99 98 89 -
'Выхлопной воздуховод компрессора ВП-50/8 106 108 117 118 115 109 106 107 -
Выхлопной воздуховод компрессора К-250-61-1 119 117 120 124 124 130 133 130 -
щего. Колебательные процессы изображают обычно в виде за-
висимости амплитуды смещения в мкм или скорости в см/с от ча-
стоты. Такое изображение колебательного процесса называется
спектрограммой, по ней удобно анализировать состояние рабо-
тающей компрессорной установки.
Работа всех типов компрессорных машин сопровождается
вибрацией. Вибрация поршневых компрессоров вызывается в
основном неравномерным возвратно-поступательным движени-
ем массы, недостаточно массивным фундаментом для данного
грунта и резонансными явлениями в воздухопроводах. Вибрация
центробежных машин связана с дисбалансом ротора, несооснос-
тью валов роторов компрессора или двигателя с шестернями ре-
дуктора, неотрегулированных зазоров в опорных подшипниках
и других причин. Повышенные вибрации центробежного ком-
прессора очень опасны, они могут привести к поломке лаби-
ринтных уплотнений, рабочих колес ротора, диафрагм и других
внутренних деталей. Поэтому важной характеристикой является
величина вибрации, которая замеряется на подшипниках ком-
прессора. Допускаемая вибрация подшипников центробежных
компрессоров, по данным СНиП Ш-Г. 10.2-82, не должна превы-
шать величин, указанных в табл. 6.4-
Опасность вибрации оценивается не только с точки зрения
надежности и долговечности работы компрессора, но и из-за
297
Таблица 6.4
Допустимая вибрация подшипников центробежных компрессоров
Параметр Колич. вибраций
Число оборотов рото- ра. мин Величина двойной амп- литуды вибрации, мм 900 0,25 1200 0,2 1500 0,12 1800 0,11 2400 0,06 3000 0,04 3600 0,03 5000 0,02 7200 0,01
Таблица 6.5
Допустимые величины параметров общей вибрации
Величина Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
2 4 8 16 32 63
Допустимые уровни эффективной виб- роскорости, см/с 1,12 0,5 0,2 0,2 0,2 0,2
Допустимые уровни вибрации, дБ 107 100 92 92 92 92
вредного ее влияния на человеческий организм. При хроничес-
ком воздействии вибраций в производственных условиях насту-
пает снижение работоспособности и развивается виброболезнь.
Опасность воздействия вибрации на организм человека увеличи-
вается с возрастанием частоты, и прн постоянной частоте с рос-
том амплитуды очень вредное воздействие оказывают вибрации
инфразвуковой частоты, частоты менее 10 Гц. Внутренние орга-
ны человека имеют собственные частоты колебаний 6-9 Гц.
Воздействие вибраций или звука с такими частотами вызывает
резонанс с непредсказуемыми последствиями для человека. Как
выяснилось, инфразвук с частотой 7 Гц смертелен для человека,
так как эта частота соответствует частоте альфа-волн мозга.
Итак, вибрации всех частот вредно действуют на человека, и ог-
раничение их влияния в первую очередь связано с уменьшением
амплитуды колебаний.
Общая вибрация регламентируется санитарными нормами
СН 245-71 и ГОСТ 17770-82, которые налагают ограничения на
вибрацию, передаваемую на рабочие места в производственных
помещениях (сидения, пол, рабочую площадку) и обусловлен-
ную работой технологического оборудования в октавных поло-
сах частот со среднегеометрическими частотами от 2 до 63 Гц
(табл. 6.5).
298
Общие методы уменьшения шума и вибрации на компрес-
сорных станциях. Известны три основные метода снижения
производственного шума: снижение шума в самом источнике,
снижение шума на путях его распространения, архитектурно-
строительные и планировочные решения. Перечисленные мето-
ды снижения шума реализуются при помощи звукоизоляции,
звукопоглощения, виброизоляции или ослабления последних
двух. Различают два вида звукоизоляции машин и помещений:
изоляцию от воздушного шума и изоляцию от ударного шума.
Воздушный шум как основной для компрессорной станции рас-
пространяется в машзале в результате излучения звука не толь-
ко самой компрессорной установкой, но и ограждающими конст-
рукциями, колеблющимися под действием вибрации и падающих
на них звуковых волн основного источника. Для снижения шума
во всем помещении машзала компрессорные установки закрыва-
ют звукоизолирующими кожухами из листового материала
(алюминия, листовой стали), облицованного с внутренней сторо-
ны звукопоглощающим материалом.
Звукопоглощение — величина, определяющая потери звуко-
вой энергии при падении звука на все поверхности помещения
или на внутренние поверхности звукоизолятора (кожух, другие
штучные поглотители звука). Звукопоглощение характеризует-
ся временем реверберации — временем, в течение которого уро-
вень звукового давления после прекращения действия источника
звука уменьшится на 60 дБ. Чем меньше время реверберации,
тем лучше звукоизоляция.
Широкое применение среди звукопоглощающих материалов
получили пенопласты, минеральная вата, стекловолокно и др.
Применяются также панели с многослойной внутренней обли-
цовкой из слоя винила, армированного свинцовым порошком и
расположенного между двумя слоями стекловолокна, - внутрен-
него толщиной 50 мм и наружного толщиной 25 мм. Звукоизоли-
рующий кожух позволяет уменьшить уровень излучаемого звука
компрессорными установками на 25-30 дБА, и достигнутый зву-
коизоляцией уровень шума в 65-75 дБА указывается в техниче-
ских характеристиках компрессора. Однако следует иметь в ви-
ду, что всасывающие и нагнетательные воздухопроводы в поме-
щении машзала образуют вместе с ограждающими конструкци-
ями и креплением большую поверхность звукоизлучения.
Уменьшить шум воздухопроводов можно усиленной звукоизоля-
цией и заодно теплоизоляцией, показанной на рис. 6.5. Звукоизо-
299
Рис. 6.5. Звукоизоляция газопровода на
ТЭС «Кирхленгерн»:
а - схема изоляции; б - компоненты многослойной па-
нели; / - металлическая обшивка из листовой стали; 2 -
маты из каменной шерсти толщиной 20 мм; 3 — алюми-
ниевая фольга, 4 - многослойная панель толщиной
20 мм (масса 1 м* 1 равна 10,5 кг); 5 - битуминизированный
войлок; 6- слои теплоизоляции; 7- слой пенопласта
лирующий эффект такого покры-
тия составляет около 30 дБА (по
сравнению с «голым» воздупрово-
Дом).
Большое значение имеет ограни-
чение шума по потоку транспортируемого воздуха, на всасе ком-
прессора и на выпуске в атмосферу, уровни звуковой мощности
такого шума превышают даже шум самой установки (см.
табл. 6.3). Этому обычно не придают особого значения при уста-
новке локальных (автономных) компрессоров в отдельных по-
мещениях цехов или участков.
При работе компрессора в выделенном помещении здания
возникают воздушный шум и структурный шум, обусловленный
передачей вибрации от компрессора ограждающим конструкци-
ям. На рис. 6.6, например, показана схема распространения зву-
ковой энергии из помещения компрессорной в помещение над
ней.Современные центробежные компрессоры оборудуются
глушителем шума, размещенно-
го непосредственно на компрес-
соре (см. рис. 2.36). Он состоит
из камеры, стенки которой об-
лицованы звукопоглощающим
материалом из плит типа ПП-80.
Воздушный поток проходит в
начале через активный глуши-
тель пластинчатого типа, состо-
ящий из кассет, заполненных
плитами из материала ПП-80, а
затем поступает на фильтры и
Рис. 6.6. Схема передачи звуковой энер-
гии из помещения компрессорной; ме-
роприятия по виброизоляции:
1 - фундамент на амортизаторах; 2 - гибкие вставки;
3 - изоляция трубопроводов; 4- кронштейн супругой
прокладкой; 5 — стойка с упругой прокладкой
300
Рис. 6.7. Глушитель шума выхлопа для компрессорной станции
далее в компрессор. Через этот же глушитель происходит сброс
воздуха из компрессора при пуске и в режиме регулирования хо-
лостой ход/нагрузка.
Снижение шума на линии сброса крупных компрессоров орга-
низуются в специальной камере (рис. 6.7), которая, как правило,
является общей для всей компрессорной станции. К сожалению,
в архитектурно-планировочных решениях типовых проектов
компрессорных станций такие глушители не предусмотрены.
На компрессорных станциях внутри машзалов сооружают
звукоизлируемые помещения щитов управления, уровень звука
в которых не превышает 50-60 дБ А, что удовлетворяет требова-
ниям ГОСТ 12.1.003-86. Оперативный персонал проводит в них
80-90 % рабочего времени. Если стены средних по кубатуре
машзалов (3000-5000 м3) обшить звукопоглощающими материа-
лами, то это дает снижение уровня шума на 5-7 дБА. Для боль-
ших помещений экономическая целесообразность такого реше-
ния становится спорной.
Вибрация и шум работающей компрессорной установки вза-
имосвязаны. Вибрация корпуса и трубопроводов передается не-
сущим и ограждающим конструкциям через различные жесткие
связи. Профнастил, например, из рифленого железа под дейст-
вием наведенной вибрации и усиленной резонансными колебани-
ями начинает излучать шум, как репродуктор, с больших поверх-
301
Рис. 6.8. Цельнометаллические амортизаторы из материала МР:
а - тип ЦК: / — упругодеформирующие элементы из МР; 2 - связующий трос; 5 - крепежные болты;
4 - ограничительные шайбы; б - тип АЦМ: I - стальная пружина; 2 - опорная подушка из МР; 3 -
демпфирующая подушка из МР; в - тип АЦП: I - стальная пружина; 2 - опорно-демпфирующая
подушка из МР
ностей. Попадая в резонанс, пластины покрытия получают двой-
ные амплитуды колебаний, превосходящие допустимые нормы в
несколько раз даже при работе компрессора с низким уровнем
вибрации. Для снижения вибрации воздухопроводов и воздухоох-
ладителей их подвешивают (устанавливают) на стальные пру-
жинные амортизаторы. Стальные пружины, несмотря на про-
стоту конструкции и постоянство амортизирующих свойств во
времени, имеют большую массу, ухудшающую их виброизоляци-
онные качества на средних и высоких частотах (основных у цен-
тробежных компрессоров) и малые потери энергии колебаний,
приводящие к большим резонансным колебаниям.
В последнее время разработан амортизирующий материал
МР (металлорезина), обладающий преимуществами металла
(долговечность, прочность) и резины (нелинейность свойств и
высокие потери). На рис. 6.8 показаны цельнометаллические
амортизаторы из материала МР, которые можно использовать
для виброизоляции оборудования компрессорных установок.
Для уменьшения передачи вибраций на поверхность конст-
рукций наносят вибродемпфирующие покрытия. Жесткие по-
крытия из твердых пластмасс наклеивают на демпфируемые по-
верхности клеем ПН-Э или 88-НП. Эффект подобных покры-
тий в большей мере проявляется на низких и средних частотах.
На высоких частотах эффективными оказываются покрытия из
мягких материалов (резины марки 8797, пластиката 485 и раз-
личных мастик), которые наносят на обрабатываемую поверх-
ность напылением. Любые мероприятия по виброизоляции ком-
прессорных установок в конечном счете приводят к снижению
уровня шума в машзале станции.
302
Масло в сжатом воздухе. Источниками загрязнения сжато-
го воздуха маслами могут быть смазка компрессоров и пневма-
тических устройств, масляные фильтры на линии всасывания
компрессоров, пары масла в окружающем воздухе. В сжатом
воздухе масло обычно находится в парообразном и жидком со-
стоянии. Предельная концентрация паров масла в воздухе (мас-
лосодержание), как и влагосодержание, уменьшается с пониже-
нием температуры и повышением давления.
Использование большого количества сортов компрессорных
масел (К-12, К-19, К4-20, П-28, импортное компрессорное Шелл-
Тельпа-30 и др.), а также сложность и малоизученность химиче-
ского состава высокомолекулярной части нефти не позволяют
привести точные значения давления паров масел и маслосодер-
жания от температуры и давления воздуха. По этой причине мас-
лосодержание воздуха для различных условий эксплуатации
пневмосистем принимают либо по результатам эксперименталь-
ных исследований, либо расчетным путем в предположении, что
формула «усредненной молекулы» паров масел имеет вид С2бНцз
и С]6Н26- Ориентировочное (расчетное) значение маслосодержа-
ния насыщенного воздуха в зависимости от температуры и дав-
ления представлено в приложении П 8. Вынос в линию нагнета-
ния смазки компрессоров является основной причиной загрязне-
ния сжатого воздуха маслами. Количество масла, поступающего
в линию нагнетания, можно определить из норм расхода смазки
в компрессорах различных типов. Расход масла для поршневых
компрессоров по ГОСТ 7426-85 приведен в табл. 6.6.
В винтовых маслозаполненных компрессорах вынос масла в
линию нагнетания в 1,5-2 раза выше, чем в поршневых, и в сред-
нем может быть принят: для компрессоров небольшой произво-
дительности 200-300 мг/м3, для компрессоров средней и большой
производительности 50-100 мг/м3.
Высокие температуры в поршневом пространстве маслосма-
зываемых компрессоров и на начальном участке линии нагнета-
ния (от 120 до 200 °C) приводят к парообразованию и частично к
термическому разложению масла. В результате этих процессов
до 10 % масла окисляется (заметное окисление масел наступает
с температуры 60 °C) и в виде нагара и лакообразной пленки
осаждается в проточной части компрессора и трубопроводов, а
легкие фракции в виде паров и мелкодисперсной фазы уносятся
воздухом в пневмосистему. Смесь мелкодисперсного неокислен-
ного масла с продуктами его окисления, с окислами металла тру-
303
Таблица 6.6
Нормы расхода масла для смазки цилиндров
и сальников воздушных компрессоров, г/ч
Производительность компрессора, м’/мин Бескрейцкопфный компрессор Крейцкопфный компрессор, ра = 0,8 МПа
ри < 0,4 МПа рл = 0,8 МПа
3 35 40 -
6 45 70 —
10 — 90 50
20 — 180 70
30 — — 90
50 — — 115
100 - - 170
бопроводов, воды и других твердых и газообразных примесей в
сжатом воздухе вызывает износ и заклинивание трущихся пар
пневмодвигателей и пневмораспределителей, закупорку отвер-
стий и каналов пневматических систем управления, построенных
на элементах струйной и мембранной техники, и т. д. Поэтому на
компрессорных станциях и по месту потребления сжатого возду-
ха повышенной частоты по ГОСТ 17433-80 «Промышленная чи-
стота. Классы загрязненности сжатого воздуха» принимаются
меры по удалению загрязнений: охлаждение сжатого воздуха с
последующим удалением продуктов конденсации воды и масла и
иных загрязнений в различных маслоотделителях, более глубо-
кая осушка адсорбентами и др.
В качестве первой ступени очистки сжатого воздуха на ком-
прессорных станциях применяют влагомаслоотделители центро-
бежного действия, в которых загрязнения выходят из потока, со-
вершающего круговое движение по нисходящей спирали под дей-
ствием центробежных сил. Эффективность улавливания капель и
твердых частиц таких устройств зависит в первую очередь от раз-
меров самих частиц: частицы размером 5-20 мкм улавливаются от
50 до 80 % по массе, а более 40 мкм - на 95 % и более.
Определим, к примеру, остатки паров и мелкодисперсных ка-
пель масла после поршневого компрессора производительнос-
тью 100 м3/мин на рабочее давление 0,7 МПа, после которого ус-
тановлены концевой охладитель, понижающий температуру
сжатого воздуха до 36 °C, и водомаслоотделитель центробежно-
го типа. Согласно данным табл. 6.6 и П.8 расход масла на такой
304
компрессор составляет 28 мг/м3, а предельное содержание масел
в парообразном состоянии в сжатом воздухе, имеющем темпера-
туру 36 °C, не превышает 3,5 мг/м3. Таким образом, количество
мелкодисперсного масла, поступающего с воздухом в водомас-
лоотделитель, будет около 24,5 мг/м3. Принимая эффективность
улавливания этого фильтра 80 %, получим остатки мелкодис-
персного масла, поступающего в сеть, в количестве 4,9 мг/м3.
Таким образом, общее количество масла в парообразной и
мелкодисперсной фазе после водомаслоотделителя будет 8,4 мг/м3
(около 50 г/ч), или 30 % от расхода масла на компрессор.
Несмотря на небольшое количество масла, поступающего
вместе с воздухом в магистральные и цеховые трубопроводы,
вредное воздействие его в сочетании с другими загрязнениями
трудно предусмотреть. Так, применение в качестве второй ступе-
ни очистки воздуха фильтров с мелкоячеистыми металлокерами-
ческими или волокнистыми ультратонкими элементами недопус-
тимо, поскольку смачивание (замасливание) пор и волокон быст-
ро выводит фильтр из строя. Особенно опасно для этих фильтру-
ющих элементов наличие масла концентрацией в жидкой фазе
более 1 мг/м3 (в нашем примере 4 мг/м3). Также пагубно влияние
масла на адсорбент, применяемый для глубокой осушки сжатого
воздуха. Мелкопористый силикагель, работающий в цикличном
режиме адсорбции и десорбции, быстро замасливается, а пары
масла вообще им плохо улавливаются. Несмотря на это, многие
компании и фирмы, распространяющие устройства по очистке и
осушке сжатого воздуха, рекомендуют применение многоступен-
чатых схем обработки сжатого воздуха, не оговаривая условия их
работы после маслосмазываемых компрессоров.
Сжатый воздух без масел могут производить турбокомпрес-
соры, винтовые компрессоры с впрыском воды в камеру сжатия
(разработка и производство которых осуществлено компанией
«Atlas Сорсо»), винтовые компрессоры сухого сжатия с тефлоно-
вым покрытием винтовых поверхностей и поршневые компрес-
соры с поршневыми кольцами из антифрикционного материала
(в основном это фторопласт-4 с различными наполнителями:
коксом, графитом, дисульфидом молибдена и др.). Наработка на
отказ поршневых уплотнительных и направляющих колец при-
мерно в 3-4 раза превысила работоспособность чугунных колец
в маслосмазываемых поршневых компрессорах, но поршневые и
винтовые компрессоры сухого сжатия при прочих равных усло-
виях уступают центробежным компрессорам по наработке на
305
отказ. Недостаточный моторесурс ряда узлов и деталей поршне-
вых компрессоров рассмотрен выше. У винтовых компрессоров
винтовая пара неремонтопригодна и подлежит замене через
40 000-60 000 ч наработки. Разрушение и износ тефлонового по-
крытия винтовой пары происходит по причине температурного
перепада (около 100 °C) по длине винтов от входа холодного ат-
мосферного воздуха и выпуска горячего воздуха в полость на-
гнетания. Постоянно накапливаемый износ винтовой пары по-
степенно ухудшает характеристики компрессора - производи-
тельность его падает, а энергопотребление увеличивается уже
после 15 000-20 000 ч с 5 до 35 %. Стоимость заменяемого блока
составляет около 60 % от стоимости самого компрессора.
Для центробежных компрессоров производства «Atlas
Сорсо» и «Cooper compression» 40 000 ч наработки — время прове-
дения осмотра и регулировки зазоров зубчатой пары, уплотне-
ний и других регламентных работ.
27.4. ОТБОР ВАЖНЕЙШИХ ФАКТОРОВ, ВЛИЯЮЩИХ
НА ВЫБОР КОМПРЕССОРА
Метод экспертных оценок можно использовать для отбора
важнейших свойств компрессора. Априорно можно предполо-
жить, что основными факторами являются:
1) удельная мощность или удельный расход электроэнергии
на выработку 1 м3 сжатого воздуха;
2) возможность и глубина регулирования производительности;
3) экономичность работы компрессора на режимах снижен-
ной производительности;
4) контроль и автоматическое управление рабочими параме-
трами компрессора;
5) качественный безмаслянный сжатый воздух;
6) надежность работы;
7) шум компрессорной установки;
8) удельная площадь;
9) комплектность монтажа (моноблок) и поставки.
Все перечисленные факторы введены по порядку в вертикаль-
ные колонки табл. 6.7, где представлены результаты опроса.
Цифра 1 означает, что эксперт считает важным влияние дан-
ного фактора, а 0 означает противоположное мнение. Далее
подсчитывается сумма баллов по каждому вертикальному столб-
цу, итоговая сумма и «вес» каждого фактора. Критерии, имею-
306
Таблица 6.7
Определение степени влияния эксплуатационных
факторов на выбор компрессорной установки
Эксперт Эксплуатационный фактор Итого- вая сумма
1 2 3 4 5 6 7 S 9
1 А Б В Г Д Е Ж 3 И к Сумма по столбцу «Вес» фактора 2 1 1 1 0 1 1 0 0 1 1 7 0,127 3 0 1 1 0 1 1 0 0 1 1 6 0,109 4 0 1 1 0 1 1 0 0 1 1 6 0,109 5 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 10 0,181 6 1 0 0 1 0 1 0 1 1 0 5 0,09 7 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 10 0,181 8 0 0 0 1 0 1 1 1 1 0 5 0,09 9 0 0 0 0 0 0 1 1 0 0 2 0,03 1 1 0 1 0 0 1 0 0 1 4 0,07 55
щие незначительный «вес», по крайней мере меньше ОД, в даль-
нейшем не рассматриваются. Факторы «удельная площадь»,
«комплектность монтажа», «безмаслянный воздух», «шум ком-
прессорной установки», имеющие «веса» соответственно 0,03;
0,07 и 0,09, в дальнейшем не рассматриваются.
Оставшиеся факторы так или иначе связаны с конструктив-
ными особенностями различных типов компрессорных устано-
вок, влияющих на их стоимость. Например, винтовые и центро-
бежные компрессоры «Atlas Сорсо» оборудованы микропроцес-
сорным модулем «Elektronikon», осуществляющим регулирова-
ние подачи воздуха нагрузка, холостой ход, временное отключе-
ние; микропроцессорным модулем «Elektronikon-П», осуществля-
ющим контроль и управление рабочими параметрами компрес-
сора и выполняющим защитные функции (информация о регла-
ментных работах и т. д.).
Чем больше микропроцессорных модулей, тем дороже ком-
прессорная установка. Компрессоры «отверточной» сборки в
большинстве своем не оснащены такой автоматикой и поэтому
дешевле.
307
Таблица 6.8
Преимущественное использование компрессорных
установок общего назначения иа давление до 1,0 МПа
Производительность, м5/мин Безмаслянные компрессоры Маслосмазываемые компрессоры
Менее 0.2 От 0,2 до 0,4 От 0,4 до 5 От 5 до 10 От 10 до 120 От 120 до 150 Свыше 150 Поршневые, мембранные Поршневые, спиральные Поршневые, винтовые, зубчатые Поршневые, винтовые Винтовые, центробежные Центробежные Поршневые Поршневые, винтовые
Винтовые компрессоры имеют более низкую удельную мощ-
ность, чем центробежные компрессоры, зато последние произ-
водят безмаслянный, а значит более качественный сжатый воз-
дух. Надежность центробежных машин выше, чем у винтовых
машин (100 000 ч до капитального ремонта против 60 000 ч, по-
сле которых винтовой блок необходимо заменить, а это 60 %
стоимости машины). При выделении основных факторов необ-
ходимо собрать исходные технико-экономические показатели
различных компрессорных установок российских и зарубежных
производителей, определить влияние этих факторов как допол-
нительных опций на общую стоимость.
Преимущественное использование компрессорных установок
общего назначения на российских промышленных предприятиях
показано в табл. 6.8. Из нее видно, что в диапазоне производитель-
ностей машин от 10 до 120 м3/мин конкуренцию поршневым и вин-
товым компрессорам составили центробежные компрессоры.
Центробежные компрессоры средней производительности в по-
следнее время выпускают такие известные производители, как
«А1ир» (от 10 до 66 м3/мин), «Turbo Cooper» (от 45 м3/мин и более),
«Atlas Сорсо» (от 70 м3/мин и выше) и др. В свою очередь благода-
ря высокой эффективности и надежности винтовые компрессоры
практически вытеснили поршневые аналоги в диапазоне произво-
дительностей от 1 до 120 М7мин на давление до 1,3 МПа.
Запрос на компрессорное оборудование лучше всего напра-
вить нескольким поставщикам для получения необходимой ин-
формации не только по стоимости, но и по дополнительным ус-
ловиям. Например, имеет ли поставщик сервисный отдел, его
возможности: стаж работы с ремонтом оборудования, наличие
308
склада запасных частей и расходных материалов, оперативность
в выполнении сервисных услуг и т. д. Реальные сроки ремонта
собственными силами или сервисными специалистами определя-
ют убытки от простоя оборудования, поэтому если такие убыт-
ки превышают его стоимость, то возникает вопрос резервирова-
ния. Небезынтересна информация о работе намечаемых к при-
обретению компрессорных установок на соседних предприяти-
ях — они уже сделали выбор и получили технико-экономические
показатели машин в период эксплуатации.
Требуемые параметры сжатого воздуха, расход и рабочее
давление могут быть обеспечены работой различных компрес-
соров: поршневых, винтовых и центробежных. Естественно, что
стоимость этих машин различна, так как более высокие техни-
ко-экономические характеристики, такие как удельный расход
электроэнергии на номинальном и регулируемом режиме рабо-
ты компрессора, возможности глубокого регулирования дости-
гаются не только конструктивными особенностями машины, но
и технологией их изготовления. Такие факторы, как удельная
металлоемкость, надежность, вибрация и шум при работе, нали-
чие смазочного масла в сжатом воздухе также определяются
конструкцией компрессора.
Если перечисленные характеристики и факторы важны при
эксплуатации компрессорной установки, то можно настаивать
на приобретении их даже по более высокой цене.
Глава 28. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА
ВЫБИРАЕМОГО КОМПРЕССОРА
28.1. КАПИТАЛЬНЫЕ ЗАТРАТЫ И ГОДОВЫЕ
ИЗДЕРЖКИ ПРОИЗВОДСТВА
Для окончательной оценки того или иного технического ре-
шения следует учитывать затраты всех видов. В целом затраты
подразделяются на капитальные К и издержки производства
(эксплуатационные расходы) С:
3=К+С. (6.7)
Капиталовложения характеризуют суммарные затраты в
оборудование Коб, в монтажные Км, строительные Кс работы и
прочие расходы Кдоп:
309
К = Км + Км + Кс + Кдап, руб. (6.8)
Капитальные затраты в оборудование складываются из
затрат на основное оборудование (компрессорные установки),
вспомогательное оборудование (распредустройства с трансфор-
матором на 6,0 или 10 кВ, автономная система оборотного водо-
снабжения с градирней и насосной станцией, система вентиляции
машзала и др ) и дополнительное оборудование.
Цены на отечественные компрессорные установки выстав-
ляются производителями (ОАО «Дальэнерго», ОАО «Пензком-
прессормаш», ОАО «Невский завод» и др.) по заявочному (оп-
росному) листу. В стоимость импортных установок дополни-
тельно входит цена посреднических услуг, которая для разных
фирм может значительно различаться.
Капитальные затраты на вспомогательное оборудование
характерны для вновь строящейся компрессорной станции и не
учитываются при наличии на стройплощадке готовой электри-
ческой подстанции, трубопроводов оборотной воды и т. д.
Функции компрессорной установки как генератора пневмо-
энергии легко расширить с помощью вспомогательного обору-
дования, например устройств качественной очистки и осушки
сжатого воздуха, регулятора частоты вращения для изменения
производительности компрессора, системы центрального управ-
ления и контроля и др. Но такое оборудование имеет, как прави-
ло, более высокий уровень технического обслуживания и требу-
ет затраты не только на замену расходных материалов (фильт-
ров, холодильного агента и др.), но и на дополнительное обуче-
ние персонала. Поэтому такие затраты должны учитываться в
постоянной (капитальные затраты) и в переменной (издержки
производства) составляющих общих инвестиций.
Капитальные затраты на монтаж оборудования можно
определить по соответствующим ценникам, действующим до
1986 г., с пересчетом цен 1986 г. на повышающий коэффициент
(его еще называют коэффициент «инфляции»), который еже-
годно (ежеквартально) пересматривается с соответствующей
публикацией в бюллетене.
Монтаж моноблочных компрессорных установок сводится к
привязке (подключению) их к трубопроводам воздуха, охлажда-
ющей воды и к сети электроснабжения. Стоимость таких работ
не превышает 10 % от капитальных затрат на оборудование.
Капитальные затраты на сооружение зданий или на пере-
планировку помещений под машзал для моноблочных компрес-
310
Таблица 6.9
Распределение капиталовложений в компрессорные станции по видам затрат
Статья затрат Капиталовложения, %
I и Ш
Основное и вспомогательное оборудование 52 58 90
Монтаж оборудования 13 10 2,5
Строительные работы 32 29 5,0
Прочие затраты 3 3 2,5
Итого 100 100 100
сорных установок определяются в основном стоимостью строи-
тельных материалов, которая неодинакова для разных регионов
России. К этому следует добавить оплату работы подрядной
строительной бригады. Ранее, до перестройки, капитальные за-
траты на строительство определялись по укрупненному показа-
телю — стоимости 1 м3 сооружения, это примерно 8,5 руб/м3.
К дополнительным капитальным вложениям относятся стои-
мость проектной привязки компрессорной станции или перепла-
нировка выделенного отдельного помещения под машзал и за-
траты на пусконаладочные работы нз расчета 3—5 % от капи-
тальных затрат на оборудование.
К прочим затратам относятся стоимость проектирования, до-
ставки оборудования и материалов, пусконаладочных работ и др.
В табл. 6.9 приведено распределение капиталовложений в ком-
прессорные станции постройки 70-80-х годов, в состав основного
оборудования которых входят компрессорные установки 5хК-250-
61 (I колонка таблицы), 2хК-500-61 (II колонка) и в компрессор-
ную станцию постройки 2003 г., основным оборудованием которой
являются винтовые маслозаполненные компрессоры компании
«Atlas Сорсо» 2xGA160 с (III колонка) с осушителем В Д-780.
Несмотря на различную мощность и производительность
компрессорных станций, снабженных центробежными и винто-
выми компрессорными установками, относительное распределе-
ние капиталовложений складывается в пользу моноблочных
винтовых машин. Сумма затрат на монтаж, строительные и пус-
коналадочные работы компрессорной станции с винтовыми ма-
шинами и осушителями не превышают 10 %, в то время как для
первых двух вариантов они составляют почти половину всех ка-
питаловложений.
311
Годовые издержки производства сжатого воздуха (его себес-
тоимость) складываются из энергетических затрат Сэ и условно
постоянных затрат Сп, С = Сэ + Сп. В свою очередь энергетичес-
кие затраты включают затраты на электрическую Сээ, тепловую
Сте энергии и на воду (воздух) системы охлаждения компрессор-
ных установок Cw, Сэ = Сээ + + Cw.
Основная составляющая энергетических затрат приходится
на электроэнергию, потребляемую компрессорными установка-
ми, расчеты за которую осуществляются по двухставочному та-
рифу и для основного электропривода компрессоров определя-
ются по формуле
+ (6.9)
1 ]
где N3i — установленная мощность привода компрессоров, кВт;
Ncl - мощность, потребляемая компрессором, кВт; Ьп — плата за
1 кВт-ч установленной мощности, руб.; Ьэ - тариф за 1 кВтч
электроэнергии, руб.; - годовой фонд работы компрессора, ч;
п, и «раб, - количество однотипных компрессоров с учетом ре-
зервного и без него соответственно; i - количество групп одно-
типных компрессоров.
Оплата электроэнергии, потребляемой электродвигателями
системы вентиляции, кранового оборудования, электрооборудо-
вания системы осушки сжатого воздуха (если таковая установле-
на на компрессорной станции), электрического освещения и об-
служивания силовой электроэнергии обычно не превышает 4 %
от электроэнергии, расходуемой приводом компрессоров. По-
этому общие затраты на электроэнергию компрессорной стан-
ции можно определить по формуле
сээ=с; +0,04 £(„раб№т,л)- (610.
1
Меньшая составляющая энергозатрат приходится на отопление,
необходимое для поддержания температуры внутри машзала и
помещений компрессорной станции.
Внутренняя температура определяется назначением помеще-
ния и должна соответствовать комфортным условиям пребывания
в нем человека. В производственных помещениях, к которым от-
носится машзал компрессорной станции, за расчетную принимает-
312
ся температура /вр = 16 °C, в операторских кабинах и других слу-
жебных помещениях tBp = 18 °C. Для того чтобы поддерживать
температуру воздуха внутри отапливаемого помещения на расчет-
ном уровне, необходимо обеспечить равновесие между тепловыми
потерями здания Q и внутренними притоками теплоты от системы
отопления Со и различных внутренних источников (технологичес-
ких установок, осветительных приборов и др.) Qm, Q = QO + QBli.
Внутри машзала компрессорной станции технологический
приток теплоты может быть значительным в зависимости от
мощности компрессорных установок и принятой системы их ох-
лаждения. При водяном охлаждении в машзал выделяется около
10 % мощности электропривода, при воздушном - практически
вся его мощность (~ 95 %).
Тепловые потери любого здания состоят из потерь теплоты
через наружные ограждения Ст и потерь инфильтрацией С1|И при
поступлении холодного воздуха через неплотности, Q = (?.г(1 + Ц),
где ц - коэффициент инфильтрации, ц = £?11Н/(2Т. Для промыш-
ленных зданий принимается ц = 0,25-0,30.
Расчет теплопотерь от зданий при разработке типовых про-
ектов производят по укрупненным показателям:
С = 9оИ'Вр -ЮЛ Гкал/ч,
где qo - удельная относительная характеристика здания, завися-
щая от назначения здания, года его постройки и объема здания
V по наружному обмеру, м3.
Для компрессорных станций принимается:
Объем здания V, тыс. м3 qo, ккал/(м1-ч-°С)
До 0,5 0,7-2,0
0,5-1,0 0,6-0,7
1,0-2,0 0,45-0,6
2,0-5,0 0,40-0,45
5,0-10,0 0,35-0,40
Расчетная температура наружного воздуха /1фс, принимается
по СНиП 2.01.01-82 «Строительная климатология и геофизика»
для соответствующего населенного пункта.
Максимальная тепловая нагрузка на отопление равна
Qo = (1 + РМЖр - 'нрв) - Спи, Гкал/ч. (6.11)
Для расчетов с поставщиком тепловой энергии определяют
годовой расход теплоты:
313
О™'1 = Сор"от, Гкал/год. (6.12)
Здесь пот - продолжительность отопительного периода, ч: при-
нимается по СНиП 2.01.01.-82; Со₽ — среднегодовая нагрузка за
отопительный период
Gep = егОД КлЦ, Гкал/год. (6.13)
VBP *нро)
Средняя за отопительный период наружная температура ?ср также
принимается по СНиП 2.01.01 .-82 для данного населенного пункта.
Для г. Екатеринбурга, например, tHpo = -35 °C, tcp = -6,4 °C и
кот = 5472 ч.
Энергетические затраты на отопление
Стэ = О^Ьт, (6.14)
где Ьот - стоимость 1 Гкал теплоты, установленной Региональ-
ной энергетической комиссией для данного предприятия, или по
себестоимости 1 Гкал теплоты, вырабатываемой теплосиловы-
ми установками самого предприятия.
Затраты на воду системы оборотного водоснабжения ком-
прессорной станции определяются по формуле
C„ = bPK^V„:iM, (6.15)
1
где b — коэффициент, учитывающий добавку воды в систему
оборотного водоснабжения вследствие ее потерь на ветро- и
брызгоунос, испарение, потерь в грунт, продувку для снижения
жесткости. Обычно принимают Ъ = 1,03-1,1 в зависимости от
конструкции охладителя воды (градирни, брызгальный бассейн);
- расход воды в системе оборотного водоснабжения компрес-
сорной станции, зависящий от количества работающих однотип-
ных компрессоров, м3/ч; тот- - время работы системы охлажде-
ния, ч; Pw - стоимость 1 м3 воды, руб.; i - количество групп одно-
типных компрессоров.
Условно постоянные затраты включают фонд оплаты тру-
да с различными отчислениями Сф, амортизационные отчисле-
ния Са, расходы на текущий и капитальный ремонты Ср и прочие
расходы Слр, Сп — Сф + Ся + Ср + СПр.
314
Фонд оплаты труда рассчитывается по среднемесячной зар-
плате по данному региону Зср и численности оперативно-ремонт-
ного персонала компрессорной станции ираб:
Сф — Кр ‘^год'Зср-Ираб, (6.16)
где /С - районный коэффициент; для района Урала, например,
Кр = 1,15; Кгод = 12 месяцев.
Отчисления на социальные нужды производятся из фонда
оплаты труда, и общий процент этих отчислений определяется
федеральными и региональными законами н постановлениями.
За 2006 г. отчисления на социальные нужды составили 37,4 % от
фонда оплаты труда, в том числе, %:
- территориальный фонд обязательного медицин-
ского страхования — 3,4;
— федеральный фонд - 0,2;
— фонд социального страхования - 4,0;
- пенсионный фонд -14;
- пенсионный фонд в страховую и накопительную
часть пенсии - 14;
— страхование от несчастных случаев на производстве - 0,3;
- фонд занятости — 1,5.
Амортизационные отчисления нормируются от балансовой
стоимости компрессорной станции, которую составляют преиму-
щественно капитальные затраты на основное и вспомогательное
оборудование, и стоимость всех сооружений, т. е. Кк с = Коб + Кс:
Са = (0,1-0,18)ККЛ, (6.17)
причем норма амортизации 18 % относится к малым предприя-
тиям.
Расходы на ремонт основного, вспомогательного и допол-
нительного оборудования определяются ценниками, принятыми
в данной отрасли промышленности. Импортное оборудование
ремонтируется, как правило, сервисными службами российских
отделений крупных зарубежных компаний-производителей по
договорным ценам. При необходимости можно оценить норму
отчислений на ремонты в 6-10 % от балансовой стоимости ком-
прессорной станции, как это принято в энергетике:
Срем = (0,06-0,1)Ккс. (6.18)
В прочие расходы входят:
315
- накладные расходы — 18 % от основных расходов:
= 0,18 (Сэ + Сф + Са + Сре„); (6.19)
— налоговые платежи и сборы, относимые на финансовые ре-
зультаты, 1 % от суммы (С, + Сфрт + С„ + Ср1М + Ст1а):
С„„ = 0,01(Сэ + Сфрт + С, + С^„ + Сиа101); (6 20)
- платежи по страхованию основных фондов - 1 % от Ккх;
- плата за водопользование и сброс загрязняющих веществ,
которая рассчитывается в соответствии с региональным зако-
ном «О ставках оплаты за сброс вод».
В табл. 6.10 приведено распределение годовых издержек на
компрессорной станции (по состоянию на 2005 г.), в состав ос-
новного оборудования которой входит пять компрессорных ус-
тановок К-250-61, один компрессор резервный.
В зависимости от постоянно изменяющихся цен на энерго-
носители и периодического пересмотра различных нормати-
вов на налоговые отчисления на федеральном и региональном
уровнях распределение статей расходов может значительно
изменяться за время эксплуатации компрессорных установок.
По этим причинам себестоимость выработки сжатого воздуха,
равная отношению годовых издержек к общему количеству
произведенной пневмоэнергии У™д, пс = CIV™\ ежегодно рас-
тет. Например, средняя себестоимость сжатого воздуха на
компрессорных станциях Уральского региона в 2000 г. была
равна пс = 100-120 руб/тыс. м3, а в 2006 г. она выросла до
пс = 130-160 руб/тыс. м3, т. е. на 30 %.
При определении издержек производства нужно учитывать
ожидаемое состояние оборудования по истечении регламентно-
Таблица 6.10
Распределение годовых издержек на производство сжатого воздуха
Статья расходов Расходы, %
Энергетические затраты 79
Фонд заработной платы с отчислениями 3,0
Амортизация 1,0
Ремонты 2,5
Прочие затраты 14,5
Итого 100
316
го срока его эксплуатации: следует ли компрессорную установку
списать, или она подлежит восстановлению. В технико-экономи-
ческом анализе нельзя не учитывать возможности энергосбере-
гающих мероприятий: рекуперации тепловой энергии, переход
на замкнутые системы охлаждения с использованием аппаратов
воздушного охлаждения и др. Решающими факторами здесь яв-
ляются величина затрат на производство добавочной энергии,
степень ее использования и затраты на дополнительные капита-
ловложения.
28.2. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ВАРИАНТА
КОМПОНОВКИ КОМПРЕССОРНОЙ СТАНЦИИ
Комплексный технико-экономический анализ выбираемого
варианта любого оборудования, в том числе компрессорной уста-
новки, выполняется на основании универсального критерия —
приведенных затрат, применяемых во всех областях народного
хозяйства России. Сущность этого критерия состоит в следую-
щем. Пусть имеется два (или несколько) варианта, каждый из ко-
торых решает поставленную задачу — выработку воздуха с опре-
деленным расходом и давлением, например центробежным (пер-
вый вариант) или винтовым (второй вариант) компрессорами.
Реализация первого варианта требует капиталовложений Къ
а второго — К2 руб. Допустим, что первый вариант обходится до-
роже, > К2, но это не может служить причиной отказа от не-
го. Далее важно ответить на вопрос, как быстро окупится тот
или иной вариант в процессе эксплуатации? Для характеристики
времени окупаемости капиталовложений используется величи-
на, называемая нормативным сроком окупаемости - тнорм, или
величина, обратная ему, Ен = 1/т[ЮрМ - нормативный коэффици-
ент эффективности. Нормативный коэффициент эффективнос-
ти ранее, до перестройки народного хозяйства, в энергетике при-
нимался равным Ен = 0,12, что соответствовало нормативному
сроку окупаемости примерно 8 лет. В настоящее время в бизнес-
планы закладывается нормативный срок окупаемости максимум
три года (Ен = 0,3); более продолжительное время управляющи-
ми компаниями рассматривается в исключительных случаях. Ес-
ли производственные издержки сравниваемых вариантов соот-
ветственно равны Cj и С2, то нормативный срок окупаемости оп-
ределяется по формуле
317
^иорм - (^i “ Кг)/(С2 ~ Q)- (6.21)
При т,юрм > (/<! - K2)/(C2 - Q) первый вариант будет более эф-
фективным с экономической точки зрения, в противном слу-
чае -наоборот.
В вариантах замены морально и физически устаревшей ком-
прессорной установки на современную установку с монтажом ее
в машинном зале компрессорной станции нормативный срок
окупаемости определяется так:
'Гнорм = ^/(С) - О, (6.22)
где К - суммарные капиталовложения с учетом расходов на де-
монтаж заменяемой компрессорной установки, но без затрат на
строительство систем водоснабжения, электроснабжения и др.,
уже имеющихся на компрессорной станции; Q и С- годовые из-
держки производства сжатого воздуха соответственно существу-
ющей (заменяемой) и новой компрессорной установкой без уче-
та затрат на отопление и вентиляцию, охлаждающую воду, фон-
да оплаты труда с отчислениями и прочих расходов, которые ос-
таются примерно одинаковыми.
Соотношение (6.21) представим в виде неравенства
(КЛ + С.) § (КЛ + С2) или (ЕНК{ + Q) $ (ЕкК2 + С2 ).
Сумму производственных издержек и капитальных вложе-
ний, отнесенных к одному году нормативного срока окупаемос-
ти, называют приведенными затратами, т. е. П = С + ЕкК. Для
вычисления приведенных затрат их составляющие должны быть
выражены через технические характеристики рассматриваемой
компрессорной установки (тип, конструктивные особенности,
дополнительные опции, удельный расход электроэнергии и др.).
Таким образом, несмотря на экономическую природу приведен-
ных затрат, содержание этого критерия является техническим.
Выше рассмотрены составляющие капитальных затрат и
производственных издержек для компрессорной установки или
компрессорной станции. С учетом их приведенные затраты мож-
но записать так:
П = £„Ккс + ^|1с + Сэ + С0, (6.23)
где b — коэффициент, учитывающий долю отчислений от капи-
тальных затрат на амортизацию, ремонтный фонд и платежи по
318
страхованию основных фондов; Сэ - энергетические затраты;
С — постоянная составляющая производственных издержек, ку-
да входят затраты на ремонты с использованием запчастей и со-
ответствующего технического обслуживания.
Выражение (6.23) справедливо для статической ситуации, ког-
да сооружение и освоение мощности объекта (компрессорной ус-
тановки или компрессорной станции) осуществляется в течение
одного года, и в дальнейшем его показатели остаются неизменны-
ми. Такая ситуация характерна при замене морально и физически
изношенных компрессорных установок на современные типы
компрессоров (машзал не надо сооружать) или при размещении
автономных компрессоров в выделенные помещения в цехе (уча-
стке), где строительно-монтажные работы минимальны по объе-
му и времени на их осуществление. Если новая компрессорная
станция сооружается в сроки более года и к моменту пуска первой
компрессорной установки выполняется 60-70 % от общего объе-
ма работ, то происходит замораживание средств, и тем больше,
чем длительнее общий срок строительства. Это обстоятельство
отражается в технико-экономических расчетах с помощью приве-
денных капиталовложений, учитывающих разновременность за-
трат, т. е. к дисконтированию. Методику дисконтирования приве-
денных затрат можно найти в специальной литературе.
Глава 29. ОБОРУДОВАНИЕ КОМПРЕССОРНЫХ
СТАНЦИЙ
29.1. ЦЕНТРАЛИЗОВАННЫЙ И АВТОНОМНЫЙ ИСТОЧНИК
ВОЗДУХО СНАБЖЕНИЯ
Еще совсем недавно централизованное воздухоснабжение
было доминирующим, ио в настоящее время все больше пред-
приятий переводят свои технологические участки на автономное
(децентрализованное) воздухоснабжение. Можно назвать не-
сколько причин такой тенденции. Во-первых, сложившаяся
практика проектирования и выбора компрессорных установок
была ориентирована на однотипное оборудование, включающее
ряд поршневых или центробежных машин, установленных в од-
ном машзале, обычно не более пяти или шести единиц. Такие
компрессорные станции обеспечивали потребителей сжатого
воздуха, работающих с полным круглосуточным технологичес-
ким циклом с постепенным увеличением выпуска своей продук-
319
ции. Ситуация изменилась после перестройки народного хозяй-
ства. Некоторые цехи или участки промпредприятий по ряду в
основном экономических причин были ликвидированы или пе-
реведены на одно-двухсменную работу. Изменение режима воз-
духопотребления, имеющего зачастую резкопеременный суточ-
ный график, значительно ухудшило технико-экономические по-
казатели центральных компрессорных станций. Одному боль-
шому компрессору сложнее отвечать на значительные измене-
ния расхода сжатого воздуха без падения эффективности, а не-
больших компрессоров, используемых в пиковых режимах или в
ночную смену или в выходные дни, в типовых проектах компрес-
сорных станций не предусматривалось.
Во-вторых, внедрение новых технологий зачастую связано с
более высокими требованиями к чистоте сжатого воздуха (без
паров масла, механических включений и влаги). Такие норма-
тивные требования по классу чистоты проще и экономичнее
осуществить в автономном источнике воздухоснабжения. На-
пример, подавляющее большинство компрессорных установок
компании «Atlas Сорсо» и других зарубежных фирм комплекту-
ются системами обработки сжатого воздуха, выполненными в
одном компрессорном модуле под шумозащитным кожухом.
И, наконец, разветвленные протяженные сети воздухоснаб-
жения остаются под давлением, даже если на отдельных их тупи-
ковых участках остались небольшие по расходу потребители.
Целесообразно отключить такие участки, организуя для неболь-
ших потребителей свой источник воздухоснабжения.
Однако опыт показывает, что независимо от отрасли промы-
шленности централизация предпочтительна. Центральная ком-
прессорная станция требует меньше расходов на текущий кон-
троль и техническое обслуживание, вспомогательное оборудо-
вание может быть оптимально подобрано и размещено на мень-
шей площади. Здесь легче обеспечить шумоизоляцию и защиту
от несанкционированного доступа.
Автономный компрессор эффективно работает на перемен-
ном потреблении воздуха, и его можно отключить в периоды
технологических перерывов. Компрессорный модуль, включаю-
щий собственно компрессор и вспомогательное оборудование с
трубопроводными обвязками по воздуху, охлаждающей воде и
смазочному маслу, а также системой управления и защиты, пред-
ставляет собой единую рамную конструкцию под шумозащит-
ным кожухом. Это значительно упрощает монтаж и гарантиру-
320
ет нормальную работу установки с самого начала. Для установ-
ки автономного компрессора требуется небольшое помещение с
твердым и ровным основанием в виде асфальтового покрытия,
бетонной плиты или уплотненного гравия.
Однако здесь возникают такие проблемы, как влияние рабо-
тающего компрессора на окружающую среду: превышение до-
пустимого уровня шума, наведенная вибрация, опасность пере-
грева оборудования с возгоранием, вентиляционные выбросы из
помещения, дренаж конденсата, условия воздухозабора и т. д.
Поэтому децентрализованное воздухоснабжение возможно при
обоснованных технико-экономических и проектных решениях.
29.2. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ СХЕМЫ ВОЗДУШНЫХ
КОМПРЕССОРНЫХ УСТАНОВОК
Технологические установки обычно имеют две схемы -
принципиальную и монтажную.
На принципиальной схеме дается графическое изображение
процесса получения сжатого воздуха компрессорной установкой
или компрессорной станцией. Оборудование, трубопроводы, пус-
корегулирующую арматуру и приборы показывают на таких схе-
мах в условных обозначениях и линиях, не придерживаясь их фак-
тических размеров и расположения в помещении компрессорной
станции. На монтажных схемах или чертежах показываются мес-
та действительного расположения оборудования с обвязкой тру-
бопроводов, арматурой и приборами, узлами соединений и т. д.,
выполненными в масштабе с указанием установочных размеров.
Схемы компрессорных установок и станций состоят из следу-
ющих основных систем; воздушной, охлаждающей, масляной,
дренажной, КИПа и автоматики, электроснабжения, управления
и защиты.
Рассмотрим принципиальные воздушные схемы поршневых,
винтовых и центробежных компрессорных установок. Принци-
пиальная воздушная технологическая схема двухступенчатой
поршневой компрессорной установки показана на рис. 6.9.
По мере повышения своего энергетического потенциала ат-
мосферный воздух последовательно проходит через фильтр /,
первую ступень (цилиндр) сжатия 2, промежуточный воздухоох-
ладитель 3, вторую ступень сжатия 4, концевой воздухоохлади-
тель 5, водомаслотделитель 6, ресивер 7 и поступает в магист-
ральный трубопровод. Пусковой разгрузочный вентиль 14 и за-
321
Рис. 6.9. Принципиальная схема воздушной поршневой компрессорной установки
Пояснения в тексте.
Рис. 6.10. Двухступенчатая центробежная компрессорная установка:
контур воздух/масло/система охлаждения
порная задвижка 9 предназначены для облегчения запуска ком-
прессора (при запуске компрессора вентиль 14 открыт, а задвиж-
ка 9 закрыта). Обязательными элементами схемы являются пре-
дохранительные клапаны 13 и 10, обратный клапан 12, резерв-
ная отключающая задвижка 11 и конденсатоотводчики 8. Слив
конденсата из концевого воздухоохладителя, масловодоотдели-
теля и ресивера осуществляется через продувочный бак. Очень
часто воздушную и водяную (охлаждающую) технологические
схемы изображают совместно, так как они обеспечивают еди-
ный термодинамический процесс компримирования воздуха.
Принципиальная технологическая схема двухступенчатой
центробежной компрессорной установки современного типа по-
казана на рис. 6.10. Принципиальная воздушная технологическая
схема маслосмазываемой винтовой компрессорной установки
аналогична схеме поршневой компрессорной установки, но без
ресивера (см. рис. 2.16, 2.19).
Компанией «Atlas Сорсо» разработана и произведена серия воз-
душных винтовых компрессорных установок, в которых смазка
подшипников и охлаждение камеры сжатия осуществляются во-
дой. Технологическая схема движения воздуха и воды показаны на
рис. 2.20. Многоступенчатая обработка способом «обратный ос-
мос» обеспечивает постоянную подачу воды высокой степени очи-
стки в камеру сжатия. Прецизионная точность винтов с высокока-
чественным полимерным покрытием их поверхности в сочетании
с высокой охлаждающей способностью воды дают максимальное
приближение процесса сжатия к изотермическому процессу.
29.3. РАСПОЛОЖЕНИЕ ЦЕНТРАЛЬНОЙ КОМПРЕССОРНОЙ
СТАНЦИИ
Расположение центральной компрессорной станции должно
быть организовано в центре нагрузок по отношению к наиболее
крупным потребителям. Это условие позволяет обеспечить об-
легченную прокладку трасс воздухораспределительной системы
С минимальными гидравлическими потерями энергии сжатого
воздуха. В общем случае центр нагрузок или месторасположе-
ние компрессорной станции определяются подобно центру тяже-
сти системы материальных точек по формулам
Ц(х2-хс) = 0,
Ш-ус) = 0,
323
для утилизации тепла и др.
Рис. 6.11. Определение центра нагрузок
цехов по сжатому воздуху
где Vj - расчетный максимальный
расход по г'-му цеху или участку;
у, — координаты центров нагрузок
цехов по потреблению сжатого воз-
духа (рис. 6.11); хс, ус - искомые ко-
ординаты месторасположения ком-
прессорной станции.
Если месторасположение не удовле-
творяет каким-либо требованиям СНиПов или технологии, то
целесообразно сместить станцию к наиболее крупным понизи-
тельным подстанциям, узлам сброса дренажных вод, установкам
29.4. КОМПОНОВКА КОМПРЕССОРНОЙ СТАНЦИИ
Размещение оборудования в основном корпусе, т. е. его
компоновка, зависит от типа и мощности компрессорных уста-
новок, состава вспомогательного оборудования и климатичес-
ких условий. Основное и вспомогательное оборудование разме-
щаются в соответствии с технологической схемой, а сходные
элементы отдельных установок и связанные с ними коммуни-
кации и их арматура располагаются симметрично. Вообще мак-
симальная симметрия как технологических схем, так и распо-
ложения оборудования значительно увеличивает надежность
эксплуатации, а также правильность действий персонала в ава-
рийных ситуациях.
Как правило, компрессорная станция размещается в отдель-
ном здании. Уровень загрязненности атмосферного воздуха на
предприятии может быть решающим при выборе промплощад-
ки для компрессорной станции, а не центр нагрузок по потребле-
нию сжатого воздуха.
Абразивная пыль в сочетании с коррозионно-активными газа-
ми в атмосферном воздухе вызывает повышенный износ цилинд-
ров поршневых компрессоров, дисбаланс роторов центробежных
машин, быстро забивает фильтры. Подвод воздуха к воздухоза-
борникам организуется на теневой (северной) стороне здания.
К сооружениям компрессорных станций относятся главное
здание, трансформаторная подстанция, распредустройства, си-
324
Рис. 6.12. Компоновки основных
сооружений компрессорной станции:
а - сомкнутая; б — сблокированная; 1 - производ-
ственный корпус; 2 - машинный зал; 3 —
фильтркамера; 4 — воздухосборник; 5 - трансфор-
маторная подстанция; б - распредустройство; 7 -
насосная; 8 - охлаждающее устройство системы
водоснабжения; 9 - вспомогательное помещение;
/О - бытовое помещение; И - склад
10 9 2
стема оборотного водоснабже-
ния с насосной и градирнями
(при индивидуальном водо-
снабжении), воздухозаборные
устройства, вспомогательные
и бытовые помещения. Распо-
ложение перечисленных со-
оружений в отдельном здании
по сомкнутой компоновке
(рис. 6.12, а) обеспечивает
удобство эксплуатации, сокра-
щает коммуникации и стои-
мость строительства. Расположение компрессорной станции в
общем здании с производственными помещениями по сблоки-
рованной компоновке (рис. 6.12, б) допускается, если здание
одноэтажное и высота его достаточна (не менее 4 м) для рабо-
ты грузоподъемного оборудования, рассчитанного на подъем
наиболее тяжелых компонентов компрессорной установки -
электродвигателя или моноблока.
Машинный зал является важнейшей частью компрессор-
ной станции. Он размещается в одноэтажном здании с огне-
стойкими и прочными стенами. Одна из стен, находящаяся на-
против фронта компрессоров, оборудуется большой площа-
дью остекления, обеспечивающего хорошее освещение и со-
храняющего основные конструкции здания при возможной
аварии (взрыве). Одна из торцевых стен отделяет машзал от
вспомогательных и бытовых помещений, а другая имеет мон-
тажные ворота.
Длина машзала определяется количеством устанавливаемых
компрессоров плюс монтажная площадка, ширина - габаритами
компрессорной установки и шириной пролетов промышленных
зданий.
Для многих отраслей промышленности разработаны так на-
зываемые габаритные схемы - типовые объемно-планировоч-
325
1 Рис. 6.13. Габаритная схема зданий компрессор-
------ ных и насосных станций
Q = 8; 12,5; 20 m
~ Г ные решения промышленных зданий. В
этих схемах унифицированы основные
* параметры зданий: пролеты, шаги ко-
__________________J_ лонн, высоты помещений и др. В одно-
этажных зданиях пролеты размером до
18 м кратны модулю 3000 мм (6, 9, 12,
15,18 м), пролеты более 18 м - модулю
6000 мм (18, 24, 30, 36 м). Высота от пола до низа несущей кон-
струкции покрытия или перекрытия кратна модулю 600 мм при
высоте от 3,6 до 4,8 м, удвоенному модулю (1200 мм) при высоте
от 4,8 до 10,8 м и утроенному модулю (1800 мм) при высоте бо-
лее 10,8 м. На рис. 6.13 показана габаритная схема, применяемая
при объемно-планировочных разработках компрессорных стан-
ций; значения пролетов и высот приведены в табл. 6.11. Ком-
прессорные установки обычно располагаются в один ряд так,
чтобы их продольные оси были перпендикулярны продольной
оси (по длине) машзала.
Наиболее применима агрегатная компоновка, когда каждый
компрессор имеет свой привод, фильтр, концевой воздухоохла-
дитель, масловодоотделитель, систему смазки, однотипную тру-
бопроводную обвязку, арматуру и др.
Российские и зарубежные производители выпускают в основ-
ном моноблочные компрессорные установки, в которых основное
и вспомогательное оборудование комплектуются на единой раме.
Таким моноблокам не требуется массивный железобетонный
фундамент и дополнительная защита от вибрации и шума, они за-
нимают минимум площади машзала и спроектированы с учетом
жестких экологических требований. К моноблочной компрессор-
ной установке требуется только
подключить трубопроводы воз-
духа и воды, а также электричес-
кое питание и управление.
Отечественные проектиров-
щики еще накапливают опыт
компоновки машзалов, ком-
плектуемыми моноблочными
компрессорными установками
различных типов. На рис. 6.14
показан план размещения ком-
Таблица 6.11
Значения габаритов помещения
компрессорных и насосных станций
Пролет /, м Высота, м
Л, *2
12 3,8 2,2
12 5,0 2,2
18 8,5 4,1
18 103 4,1
326
Холодильный осушитель
Воздушный ресивер
Рис. 6.14. Компрессорная станция с изолированной подачей воздуха на всасыва-
нии и 100 %-м резервированием (две независимые компрессорные установки)
прессорного оборудования, поставляемого компанией «Atlas
Сорсо», в машзале.
Работа компрессорной установки любого типа сопровожда-
ется выделением тепла. Энергия, потребляемая электродвигате-
лем компрессора с воздушным охлаждением (атмосферным воз-
духом охлаждаются промежуточные и концевой охладители,
маслоохладитель и сам электропривод), практически вся
95 %) переходит в теплоту. У компрессора с водяным охлаж-
дением в теплоту (в машзал) переходит менее 10 % энергии эле-
ктродвигателя.
Выделяемую теплоту необходимо удалять вентиляцией машза-
ла компрессорной станции. Машзалы компрессорных станций,
оборудованные крупными компрессорами с водяным охлаждени-
ем, имеют (см. СНиП 11-33-85, часть II, глава 33, нормы проектиро-
вания «Отопление, вентиляция и кондиционирование») естествен-
вую периодически действующую вентиляцию через открывающи-
еся створки переплетов окон и фонарей на крыше. Машзалы ком-
прессорных станции, оборудованные средними и небольшими ком-
прессорами с воздушным охлаждением, имеют, как правило, меха-
ническую вентиляцию, тем более, что удаляемое с воздухом тепло
можно в дальнейшем использовать для подогрева воды или непо-
средственного отопления соседних помещений.
327
Рис. 6.15. Схема вентиляции машзала:
а - схема основного конструктивного решения вентиляции; б - система вентиляции с несколькими управ-
ляемыми от термостата вентиляторами
Количество воздуха, требуемое для удаления из машзала из-
быточного тепла, определяется по формуле
Ср.в(*ух *пр)
где Q, - тепловой поток, выделяемый компрессорными установка-
ми, кВт; срл - теплоемкость воздуха, с, в == 1,01 кДж/(кг-°С); fyx -
температура воздуха в рабочей зоне, °C; принимается не более чем
на 5 °C выше расчетной температуры наружного воздуха, но не бо-
лее 33 °C; tnp — температура приточного (наружного) воздуха, °C.
Наиболее удачное техническое решение механической венти-
ляции помещения показано на рис. 6.15. Недостатком схемы ос-
новного технического решения (рис. 6.15, а} является то, что вен-
тиляция независимо от наружной температуры остается постоян-
ной. При установке двух компрессоров могут возникнуть допол-
нительные трудности. Производительность вентиляторов будет
чрезмерной, если работает только один компрессор. Эту пробле-
му можно решить, оснастив вентиляторы двигателями с регули-
руемой скоростью, которые будут включаться через многосту-
пенчатый термостат. На рис. 6.15, б, показано, как можно спро-
ектировать систему с несколькими управляемыми от термостата
вентиляторами, которые совместно могут удовлетворять всю по-
требность в вентиляции. Термостаты отдельных вентиляторов
устанавливаются для разных диапазонов, а это значит, что коли-
чество воздуха, подаваемого для вентиляции, может изменяться в
зависимости от наружной температуры и (или) количества рабо-
тающих компрессоров (так как термостаты будут включать вен-
тиляторы один за другим в зависимости от температуры в ком-
прессорном зале). В альтернативном варианте вентиляторы мо-
328
гут включаться через многоступенчатый термостат. Такая систе-
ма позволяет регулировать количество подаваемого в помеще-
ние воздуха в зависимости от объема тепловыделения (работают
один или несколько компрессоров) и температуры приточного
воздуха (зимний или летний период эксплуатации).
Приемные отверстия (проемы) для приточного воздуха сле-
дует размещать на высоте не менее 2 м от уровня земли, а также
над кровлей здания, если концентрация вредных веществ вблизи
места забора воздуха не превышает 30 % предельно допустимых
норм концентраций для помещений или предусматривать очист-
ку воздуха, если вредностью является пыль.
29.5. ТРУБОПРОВОДЫ И АРМАТУРА КОМПРЕССОРНОЙ
СТАНЦИИ
В зависимости от транспортируемой среды и назначения тру-
бопроводы воздушных компрессорных станций можно класси-
фицировать по схеме, показанной на рис. 6.16. Последователь-
ность соединения оборудования трубопроводами и размещение
на них арматуры должны соответствовать технологическим схе-
мам компрессорной установки и обеспечивать надежную работу
ее во всех режимах.
Монтаж труб и арматуры начинают после окончательной ус-
тановки компрессора и межступенчатого оборудования. После
испытания сварных швов на прочность и плотность трубы к мес-
ту установки подают отдельными укрупненными узлами. Особое
внимание уделяется всасывающему воздухопроводу, соединяюще-
му камеру фильтра с компрессором. Этот участок осматривают
внутри, тщательно очищают железными щетками и смазывают
турбинным маслом. Остатки сварочного грата и электродов, а
также других предметов во всасывающем воздухопроводе недопу-
стимы, поскольку могут во время пуска вывести из строя элемен-
ты проточной части компрессора: усиленный износ и надиры по-
верхностей цилиндра поршневого компрессора, износ поверхнос-
тей лопаток и диска у центробежного компрессора и т. п.
Всасывающая линия поршневых и винтовых компрессоров
часто имеет большую протяженность. Ее трудно полностью ос-
вободить от загрязнений, поэтому для защиты компрессора в пу-
сконаладочный период во всасывающий воздухопровод вставля-
ют фильтр-ловушку в форме вытянутого конуса, выполненного
из латунной сетки с размером ячеек 0,15-0,6 мм. Вибрации воз-
329
Трубопроводы воздушной компрессорной станции
Горячей воды
Горячей воды
на производст-
венные нужды
- Нагнетательный
Магистральный
Продувки сосудов
Пара на про- изводственные нужды
Конденсата
Масло цир-
куляционной
системы
Топливо для
двигателей
внутреннего
сгорания
Рис. 6.16. Классификация трубо-
проводов компрессорной станции
духопроводов, вызывающие опасные напряжения и отражаю-
щиеся на надежности уплотнений, возникают по двум причинам.
Одной из них являются колебания компрессора и его фундамен-
та, которые передаются на примыкающие к корпусу участки
трубопроводов или на опоры более отдаленных участков. Дру-
гой причиной служит пульсирующий характер потока воздуха.
Вибрации вызывают расшатывание опор воздухопроводов, ино-
гда с образованием трещин в стенах машинного зала, являются
источником шума и причиной частой поломки манометров, тер-
мометров и других приборов автоматики компрессора.
Для снижения воздействия вибрации трубы укрепляются на
низких собственных опорах или на цоколе фундамента. Во избе-
жание опасного истирания трубопроводов на опорах укладку его
330
Рис. 6.17. Пружинная опора:
/ - основание теплообменника; 2 - опора; 3 -
пружина; 4 — регулировочный винт
производят на деревянных или рези-
новых прокладках. Промежуточные
и концевые холодильники, влагоот-
делители, а также нагнетательные и
пусковые воздухопроводы крупных
центробежных машин устанавлива-
ют на пружинные опоры (рис. 6.17).
Допускаемые максимальные ампли-
туды вибраций основных трубопро-
водов и межступенчатых аппаратов
должны быть не выше 0,15-0,20 мм
на частоте до 40 Гц.
Трубопроводная арматура под-
разделяется на управляемую запор-
ную арматуру (вентили, задвижки и
краны) и на клапаны обратные (пре-
дотвращают обратное движение по-
тока в трубопроводе); регулирую-
щую (изменяет расход потока) и пре-
дохранительную (защищает оборудование и трубопроводы от по-
вышения давления сверх расчетного).
Вентиль (рис. 6.18, а) на рабочее давление до 2,5 МПа изго-
товляют с подачей потока снизу под седло /, что упрощает креп-
ление тарелки 5 со шпинделем 3 и позволяет перебивать сальник
4, не отключая трубопровод.
У задвижки (рис. 6.18, б) затвор 1 имеет форму клина, благо-
даря чему уменьшается усилие в шпинделе. Клин задвижки состо-
ит из двух дисков 6, 7 с распорным грибком 5 между ними. За-
движки допускают движение потока в любом направлении, а их
гидравлическое сопротивление меньше, чем у вентилей, в 3-8 раз.
При небольшом диаметре (dy < 80 мм) предпочтение отдается вен-
тилям, так как они меньше по габаритам и конструктивно проще.
Краны отличаются по форме затвора - конические, цилинд-
рические и сферические (шаровые). Краны более компактны,
чем вентили и задвижки, их уплотнительные поверхности мень-
ше подвержены внутренней коррозии и эрозии. На зарубежных
компрессорных установках отдается предпочтение шаровым
кранам (см. рис. 3.21) из всей трубопроводной арматуры.
331
Рис. 6.18. Запорная арматура газовых
сетей:
а - вентиль: / - маховик. 2 - стойка вентиля, 3 - шпин-
дель, 4 - сальник. 5—тарелка, 6 - корпус,
б - клиновая задвижка: 1 - указатель, 2 - стержень, 3 -
крышка. 4 — корпус, 5 - распорный грибок, 6,7- диски
Обратный клапан с подъемной тарелкой (рис. 6.19, а) уста-
навливается только на горизонтальном участке нагнетательного
воздухопровода до воздухосборника (ресивера), а при его отсут-
ствии - до первого запорного устройства.
Предохранительный клапан (рис. 6.19, б) имеет конструк-
цию запирающего устройства (тарелку и седло), аналогичную
конструкции вентиля. При давлении, равном или меньше рас-
четного, пружина прижимает тарелку к седлу, уравновешивая
давление среды. При превышении расчетного давления равно-
весие нарушается и тарелка поднимается вверх, выпуская сжа-
тый воздух в атмосферу. Прижим тарелки к седлу может осу-
ществляться грузом, подвешенным к рычагу (рычажно-грузо-
вые предохранительные клапаны). Предохранительные кла-
паны следует устанавливать после каждой ступени сжатия
поршневого компрессора (на промежуточном холодильнике).
На нагнетательном трубопроводе всех компрессорных устано-
вок предохранительный клапан должен быть установлен до
обратного клапана и на ресивере, если таковой имеется. Уста-
новка и проверка предохранительных клапанов должна отве-
чать требованиям «Правил устройства и безопасной эксплуа-
тации сосудов, работающих под давлением» (утверждено Гос-
332
Рис. 6.19. Клапаны;
а - обратный клапан с подъемной тарелкой: 1 —
крышка корпуса, 2 - корпус, 3 - тарелка, 4 - седло;
б — пружинный предохранительный клапан: 1 —
тарелка, 2 - пружина, 3 - регулировочный винт.
4 - ручка для открывания клапана
гортехнадзором СССР 19.05.70). Настройку предохранитель-
ных клапанов компрессоров на момент открытия производят
согласно указаниям заводов-изготовителей на специальном
стенде лицами, допущенными к самостоятельному обслужива-
нию компрессорных установок.
Глава 30. СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ КОМПРЕССОРНЫХ
УСТАНОВОК
30.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Комплекс оборудования, осуществляющий передачу тепло-
ты от компрессорной установки окружающей среде, называется
системой охлаждения. Окружающей средой или холодным ис-
точником тепловых машин, в том числе компрессорных устано-
333
вок, в конечном счете является атмосфера. Вода различных ис-
точников, масло (в системах смазки компрессоров и в маслоох-
лаждаемых винтовых компрессорах), тосол в системе охлажде-
ния двигателей внутреннего сгорания служат промежуточными
теплоносителями между тепловой машиной и атмосферой. По-
этому по способу передачи теплоты окружающей среде системы
охлаждения подразделяются на системы с промежуточным теп-
лоносителем и системы непосредственного охлаждения.
Системы охлаждения с промежуточным теплоносителем
подразделяются в свою очередь на открытые водооборотные
(наиболее распространенные в настоящее время) и системы с за-
крытым контуром для промежуточного теплоносителя. В об-
щем случае в состав систем охлаждения входят газо-, масло- и
водоохладители, с помощью которых отводится теплота от сжа-
того воздуха, узлов трения, электродвигателя, а также оборудо-
вание для транспортировки к этим аппаратам воды и масла (на-
сосы) и атмосферного воздуха (вентиляторы).
30.2. ОТКРЫТЫЕ ВОДООБОРОТНЫЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Промежуточным теплоносителем в таких системах является
вода. Общий расход воды на охлаждение крупных компрессор-
ных станций весьма велик. В табл.6.12 дан расход воды компрес-
сорными установками, в том числе каждым охладителем. Так,
для охлаждения компрессоров К-250-61-5 в типовой компрессор-
ной станции из четырех работающих машин требуется 760 м3/ч
оборотной воды, а для четырех компрессоров К-500-61-5 -
1250 м3/ч. Удельный расход воды в литрах на кубометр сжимае-
мого воздуха gcx- = W7OXJ/VB в среднем можно принять равным для
центробежных компрессоров с воздухоохладителями последней
модификации (на что указывает цифра 5 в обозначении ком-
прессорной установки - К-250-61-5) gox„ = 10 л/м3 и для поршне-
вых компрессоров - 7 л/м3.
Удельный расход электроэнергии на работу насоса подачи
оборотной воды рассчитывается по формуле (6.15), и если при-
нять среднечасовой расход воды 7-10 л/м3, напор насоса Й =
= 35-10 м в. ст. и произведение кпд Т)э-Т)к = 0,6-0,75, то л?01 =
1,2-1,8 кВт-ч/тыс. м3.
Компрессоры общего назначения расходуют на производст-
во 1000 м3 воздуха при рнагн = 0,8 МПа примерно 105 кВт-ч, отсю-
да доля энергии на охлаждение их колеблется от 2 до 3,5 % от
334
Таблица 6.1 2
Расход воды компрессорными установками, м3/ч
Тип компрессор- ной установил Удельный расход воды, л/м3 Промыш- ленный охлади- тель Концевой охладитель Масляный охладитель Охлади- тель при- вода Внутрен- нее ох- лаждение Общее охлажде- ние
Цент ообежны компрес сорные ус тановки
К250-61-1 24,6 170 85 30 40 — 325
К250-61-5 12,7 80 40 30 40 — 190
К500-61-5 10,4 160 80 30 42 — 312
К905-61—1 9,65 400 — 54 70 — 524
К1500-62-1 9,42 720 — 54 74 — 848
Поршневые компрессорные установки
4ВМ10-100/8 9,16 14 27 - 14 55
2ВМ10-50/8 11.3 7 20 - - 7 34
энергии на воздух (в расчете принято два насоса в схеме водообо-
рота с градирней: насос нагретой и насос охлажденной воды).
На крупных предприятиях источником водоснабжения явля-
ются естественные водоемы (река, озеро). Схема охлаждения
компрессорной станции предусматривает, как правило, цикл обо-
ротной воды со следующими элементами (рис. 6.20): насосная
станция с насосами нагретой и охлажденной воды, сборники на-
гретой и охлажденной воды, градирня и система водопроводов.
Основные преимущества открытых водооборотных систем
связаны с высоким коэффициентом теплоотдачи со стороны во-
ды, определяющим наименьшие массогабаритные показатели
воздухе- и маслоохладителей. К недостаткам таких систем мож-
но отнести нестабильность характеристик компрессоров, нерен-
табельность утилизации низкотемпературной теплоты и высо-
кую стоимость охлаждающей воды.
Компрессоры проектируются на так называемые расчетные
параметры. Для поршневых компрессоров расчетная температу-
ра воздуха на всасывании +20 °C, расчетная температура охлаж-
дающей воды +15 °C (ГОСТ 18985-73), для центробежных - тем-
пература воздуха и воды +20 °C. На основе расчетных парамет-
ров заводом-изготовителем представляются стендовые номи-
нальные характеристики компрессорной установкир N3 =
=/2(Ю и T]II3=/з(Т). Однако они ухудшаются в течение 3-5 лет экс-
плуатации: производительность компрессоров снижается до
25 %, а удельные энергозатраты при этом возрастают до 15 %.
335
Рис. 6.20. Схема оборотного водоснабжения:
1 - охладители компрессорных установок; 2 - циркуляционный
насос; 3 - градирня; 4 - подпиточный насос
Первая причина - это некачественная вода, вызывающая отло-
жение накипи и загрязнение поверхности теплообмена охлади-
телей, в результате чего температура воздуха и масла на выходе из
аппаратов возрастает до 50...70 °C против расчетных 30...40 °C
Вторая причина, также присущая открытым водооборотным сис-
темам, — это сезонное изменение температуры окружающего
воздуха и, следовательно, температуры охлаждающей воды. Ко-
лебание температуры атмосферного воздуха от +20...+35 °C ле-
том до -20.. .-35 °C зимой и соответственно воды от +20.. .+30 °C
летом до +10...+15 °C зимой определяется географическим мес-
торасположением компрессорной станции. Такой размах коле-
баний температур отражается на характеристиках компрессор-
ных установок, что можно установить на следующем примере.
Пример 6.2. Воздушный компрессор имеет объемную произ-
водительность Vb отношение давлений первой ступени Е] и рас-
четные параметры: температуру воздуха на всасывании в пер-
вую ступень гн1 = 20 °C, во вторую ступень = 40 °C (недоохлаж-
дение воздуха в промежуточном холодильнике 20 °C), темпера-
тура охлаждающей воды на входе гв1 = +20 °C.
Массовая производительность компрессора т = Vpp] = У] pi/
/(Я-Тн1). Расчетная объемная производительность второй ступе-
ни по условиям всасывания составит У2 = 'и7?-Тн2/р2 =
m-R-TdtPi’Zi) или У2 = (V'i/£i)(7,H2/7'hi)- Для расчетных условий У2 =
= (У]/Е])(313/293) = КОбВСУ]^). Пусть в условиях зимней эксплу-
336
атации rHi = -25 °C, rB1 = 15 °C, tlt2 = 35 °C, тогда V2 =
= (V1/e1)(308/248) = l, 24(V1/e1).
Очевидно, что при этом происходит рассогласование ступеней.
В поршневых компрессорах оно ведет к росту отношения давле-
ний в первой ступени и падению во второй; в центробежных ком-
прессорах происходит смещение рабочей точки на характеристи-
ках всех ступеней и как следствие общей характеристики р =$У).
И в том, и в другом случае потери энергии в процессе сжатия воз-
растают в сравнении с расчетным режимом, а изотермический кпд
компрессора падает. Таким образом, стабильность характеристик
компрессора существенно зависит от температур воздуха на входе
во все ступени, включая в первую очередь начальную температуру
воды и недоохлаждение воздуха в промежуточных охладителях.
Считается, что наиболее экономичное охлаждение осуще-
ствляется при повышении температуры воды в теплообменнике
на 15-20 °C. При этом не рекомендуется перегревать воду выше
40 °C, так как при более высоких температурах происходит ин-
тенсивное выделение солей жесткости на теплообменных по-
верхностях. Даже при средней температуре воды на выходе
30...35 °C можно наблюдать отложение накипи вплоть до пол-
ной закупорки верхних рядов трубок теплообменника, первыми
соприкасающихся с горячим потоком воздуха (100„.. 130 °C).
Температура воды ниже 10 СС нежелательна из-за опасности
возникновения больших термических напряжений в металле и
возможной конденсации водяных паров из воздуха.
К основным показателям качества воды относятся прозрач-
ность, сухой остаток, окисляемость, жесткость и щелочность.
Прозрачность характеризуется содержанием грубодисперсных
взвешенных частиц в воде. Сухой остаток — общее содержание
растворенных в воде веществ - определяется взвешиванием про-
сушенного осадка. Окисляемость характеризуется содержанием
органики в 1 л профильтрованной воды и выражается в милли-
граммах кислорода или КМпОг на 1 л. Жесткость определяется
содержанием в воде накипеобразующих солей щелочно-земель-
ных металлов Са и Mg. Различают мягкую воду общей жесткос-
тью (1,4-1,8) мг-экв/л и жесткую - более 9,0 мг-экв/л. Содержа-
ние в воде НСО3 характеризует ее щелочность, показателем ко-
торой является значение pH. В нейтральной среде pH = 7,0, в
кислой pH < 7,0, в щелочной pH > 7,0.
Минеральные отложения, образующиеся в системах охлаж-
дения, обычно состоят из карбоната и сульфата кальция. Их от-
337
ложению способствуют повышение температуры воды более
35 °C и нарушение углекислотного равновесия в открытых водо-
оборотных системах. Количество отложений можно уменьшить
снижением температуры воды из теплообменников, периодиче-
ской продувкой системы охлаждения компрессорной станции и
соответствующей водоподготовкой: химической обработкой во-
ды, Na-катионированием. К качеству охлаждаемой воды для
компрессорных установок предъявляются следующие требова-
ния: жесткость не более 3,57 мг-экв/л, pH в пределах 6-9 и взве-
си не более 50 мг/л.
Для повышения эффективности охлаждения в открытых во-
дооборотных системах используются коррекционная обработка
воды и отмывка системы охлаждения.
Коррекционная обработка воды и отмывка системы ох-
лаждения от имеющихся отложений солей «на ходу». В процес-
се испарения части воды в водооборотных системах с открытой
градирней накапливаются соли, которые вносятся с подпиточной
водой, но не уносятся с паром. Накопление этих солей вызывает
их выпадение на внутренних поверхностях теплообменных тру-
бок в виде плотной накипи или рыхлого шлама. При наличии
этих отложений, имеющих низкую теплопроводность и высокое
термическое сопротивление, охлаждение стенок труб движущей-
ся внутри них водой ухудшается. Для надежной работы теплооб-
менников компрессорной установки необходимо соблюдать оп-
тимальный водно-химический режим, для чего следует:
1) поддерживать относительно низкую концентрацию солей
в оборотной воде в пределах соответствующих требований с по-
мощью удаления части воды вместе с солями из системы охлаж-
дения продувкой',
2) проводить обработку циркулирующей или подпиточной
воды специальными (корректирующими) реагентами для обес-
печения возможности выпадения накипеобразующих солей в ви-
де рыхлого неприкипающего шлама, который удаляется также
продувкой.
Важнейшей характеристикой водно-химического режима си-
стемы охлаждения является коэффициент упаривания (концент-
рирования) К, который находится по формуле: К = Удодл/Уост» где
Уподп - объем воды подпитки, м3/ч; Vocr - оставшийся после упа-
ривания объем воды, м3/ч. В свою очередь
V = V + V + V
г ост г цирк ' * ун ' ’ ПрОД’
338
где Ц1Ирк - объем циркулирующей воды в системе, м3/ч; Уун - по-
тери воды с выпаром, ветробрызгоуносом и другими неконтро-
лируемыми утечками в грунт и т. д., м3/ч; Упрод - потери воды с
продувкой системы, м3/ч.
Коэффициент упаривания К прямо пропорционален 1^,^, по-
этому для экономии подпиточной воды его следует поддержи-
вать на низком уровне. Поскольку при упаривании воды концен-
трация растворимых солей увеличивается во столько раз, во
сколько уменьшается объем упариваемой воды, то коэффици-
ент К может быть определен через отношение концентраций со-
лей в циркулирующей воде СВДрК, г/м3, к концентрации солей в
воде подпитки С„М1,„ г/ м3, т. е. К = CwpJCm№.
Метод коррекционной обработки воды часто называют ком-
плексонатной водоподготовкой, если основным компонентом
состава композиции реагентов, вводимого в циркулирующую
(или подпиточную) воду, является фосфорорганический ком-
плексон и(или) комплексонат - ингибитор солеотложений и кор-
розии, кроме того, обычно добавляют диспергатор, ПАВ и био-
цид, что позволяет избежать и биоотложения. Фосфорсодержа-
щие комплексоны для стабилизационной обработки воды стали
применять в 70-е годы прошлого века. Установлено, что ингиби-
рование процесса солеотложений с помощью фосфонатов осно-
вано на явлении порогового (или субстехиометрического) эф-
фекта. Явление порогового эффекта было открыто в конце 30-х
гг. для гексаметафосфата натрия: в дозах от 1 до 10 миллионных
долей (ppm, Ю^4 %) он оказался способен задерживать (ингибиро-
вать) выделение твердой фазы из пересыщенных растворов кар-
боната кальция. С этого времени полифосфаты стали широко ис-
пользоваться в качестве ингибиторов солеотложений в промыш-
ленных водооборотных системах. Позже аналогичный эффект
был обнаружен у фосфоновых кислот.
Собственно пороговым эффектом называют предотвраще-
ние осадкообразования в пересыщенных растворах неорганиче-
ских солей, содержащих субстехиометрические (микродозы) ко-
личества ингибитора. При этом следует отметить, что эффек-
тивность фосфонатов в 5—10 раз выше, чем при применении не-
органических фосфатов.
В качестве ингибиторов солеотложений в зависимости от
объекта используется гидроксиэтилиден-дифосфоновая кислота
(ОЭДФ), реагенты: аминаты марок А, К, ОД, цинковый ком-
плекс ОЭДФ-Zn и др.
339
Фосфонаты оказались весьма эффективными для предотвра-
щения накипеобразования таких малорастворимых веществ, как
карбонаты, сульфаты и фосфаты кальция. Величина порогово-
го эффекта для фосфонатов варьируется в зависимости от при-
роды осадка и ингибитора. В частности, ОЭДФ эффективна для
карбоната кальция, сравнительно малоэффективна в случае
сульфата кальция и является одним из самых эффективных ин-
гибиторов осаждения фосфата кальция.
Установлено, что фосфонаты в рекомендуемых концентра-
циях не усиливают коррозионного воздействия охлаждающей
воды на медные сплавы и сталь. Кроме того, комплексонаты яв-
ляются эффективными ингибиторами коррозии, их постоянное
применение снижает коррозионную активность воды в среднем
в 8-9 раз. Механизм защитного действия объясняется адсорбци-
ей ингибиторов на поверхностях металла и образованием защит-
ного слоя труднорастворимых смешанных комплексных соеди-
нений цинка и железа.
Технология антикоррозийной и противонакипной обработки
воды комплексонатами заключается в дозировании их для под-
держания постоянной заданной концентрации солей в циркули-
рующей воде. Чаще всего используют составы композиций реа-
гентов, учитывая синергический эффект смесей ингибиторов,
что позволяет добиться лучших результатов при меньшей дози-
ровке реагентов.
Одним из главных преимуществ метода комплексонатной во-
доподготовки является возможность отмывки ранее накопивших-
ся в водооборотной системе солеотложений, так называемая от-
мывка системы «на ходу», т. е. без остановки ее эксплуатации. От-
мывка системы проводится путем дозирования реагентов с кон-
центрацией, немного превышающей коррекционную, чтобы не до-
пустить слишком быструю отмывку отложений в виде крупных ча-
стиц (ржавчины и(или) хлопьев биоотложений), что может приве-
сти к забивке трубопроводов и другого оборудования, особенно ес-
ли в системе накопилось много железооксидных и биоотложении.
В качестве примера на рис. 6.21 показаны результаты непре-
рывного контроля процесса отмывки «на ходу» сравнительно
небольшой водооборотной системы охлаждения 20 м3) ПК
«Балтика» в г. С.-Петербурге [45J. Как видно, дозирование рас-
твора ингибиторов солеотложений и коррозии, специально по-
добранных для данного объекта, начатое 2 октября, привело к
постепенному подъему солесодержания из-за растворения солей
340
Рис. 6.21. Результаты отмывки «на ходу» системы охлаждения:
Э — электропроводность циркулирующей воды; К - коэффициент упаривания; Q - тепловая нагрузка
теплообменника; t — температура циркулирующей воды; т—время работы компрессора
жесткости, контролируемому по электропроводности циркули-
рующей воды (проводился также лабораторный химический
контроль вод по pH, щелочности, жесткости и содержанию хло-
рид-ионов). Через 10 дней увеличение электропроводности цир-
кулирующей воды прекратилось, что указывало на полную от-
мывку системы от солеотложений. Кроме солей жесткости, в со-
став отложений входили продукты коррозии металлов и биоот-
ложения, которые до отмывки были скреплены между собой со-
лями жесткости. Поэтому растворение солей жесткости привело
к отмывке системы и от других отложений. 14 октября была
проведена очистка системы и смена воды.
После отмывки системы с 16 октября проводилась коррекци-
онная обработка циркулирующей воды раствором тех же реа-
гентов, но с меньшей концентрацией, обеспечивающей предот-
вращение отложений и коррозии металлов. В указанный период
(со 2 октября по 1 ноября) как отмывка «на ходу», так и дальней-
шая коррекционная обработка воды проводились при отсутст-
вии продувки системы охлаждения.
Коэффициент концентрирования после отмывки установился
практически постоянным даже при резких увеличениях тепловой
нагрузки на систему, обеспечивая необходимую энергетическую
эффективность системы. Как видно из рис. 6.21, если до отмыв-
ки системы К ~ 6, хотя проводилась непрерывная продувка, то
после полной отмывки от отложений самопроизвольно устано-
вился минимальный коэффициент упаривания (К ~ 1,5), обеспе-
чивающий необходимую тепловую нагрузку при минимальной
подпитке и даже при отсутствии продувки. В таком «мягком» ре-
жиме отмывка водооборотной системы охлаждения «на ходу»
может длиться от недели до одного-двух месяцев в зависимости
от размеров системы и количества имеющихся в системе отложе-
341
ний, но при этом исключается забивка трубопроводов и теплооб-
менных поверхностей, а также увеличение коррозии металлов.
Ограничения для коэффициентов упаривания устанавливают-
ся методом лабораторного тестирования. Для конкретной систе-
мы разрабатывается композиция ингибиторов солеотложений и
коррозии, определяются их оптимальные концентрации, как для
отмывки «на ходу», так и для коррекционной обработки воды.
Упаривая воду для разных значений К, определяют максимальное
солесодержание в упаренной воде, при котором еще обеспечива-
ется 100 %-е предотвращение солеотложений. Для установки оп-
тимального водно-химического режима необходимо предвари-
тельно отмыть «на ходу» всю систему, бывшую в эксплуатации.
Отмывка только теплообменных поверхностей, которая обычно
практикуется на компрессорных станциях, дает кратковременный
эффект, поскольку при возобновлении эксплуатации системы, в
которой большая часть солеотложений сохранилась в трубопро-
водах и градирне, циркулирующая вода быстро насыщается соля-
ми жесткости от оставшихся осадков. Поэтому при дальнейшей
эксплуатации системы солеотложения на теплообменных поверх-
ностях оборудования происходят в значительно более короткие
сроки, чем при запуске новой системы. Только после полной от-
мывки системы охлаждения, бывшей в эксплуатации, следует
проводить коррекционную обработку воды с использованием со-
става композиции ингибиторов коррозии, соле- и биоотложений,
индивидуально разработанным для конкретного объекта.
Для защиты теплообменного оборудования фирма «Машим-
пэксэ» предлагает устройства нехимической водоподготовки
AntiCa++ (Aquatech). Принцип действия устройства AntiCa++ за-
ключается в следующем: соли кальция в водном растворе суще-
ствуют в форме положительно и отрицательно заряженных сепа-
ратных ионов, на которые можно воздействовать электромаг-
нитным полем. Если на трубопровод с протекающей жидкостью
наматывается провод и в созданной катушке возникает электро-
магнитное поле, то в результате его воздействия происходит на-
рушение электростатической связанности ионов кальция. Сво-
бодные положительные и отрицательные ионы в результате вза-
имного притяжения соединяются и в воде образуются арагонит-
ные кристаллы, которые не дают образоваться твердой накипи и
сохраняются без обратных изменений в течение максимально
5 дней. Побочным продуктом при формировании арагонитовых
кристаллов является углекислый газ, и вода, обработанная таким
342
образом, приобретает свойства растворять в трубопроводе твер-
дые карбонатные отложения. Под действием электромагнитного
поля в воде возникает определенное количество перекиси водо-
рода, которая при контакте со стальной поверхностью внутри
трубопровода образует химически стабильную пленку Fe3O4, пре-
дохраняющую внутреннюю поверхность от коррозии. Результа-
том работы AntiCa++ является уменьшение гидравлического со-
противления и увеличение коэффициента теплопередачи благо-
даря удалению ранее образовавшейся накипи, причем полное
очищение системы достигается в большинстве случаев за 6 меся-
цев. Устройство обычно устанавливается на входе в систему, ко-
торую необходимо защитить от образования накипи. В закрытых
оборотных системах после устройства необходимо установить
центробежные фильтры для удаления мягкого шлама.
30.3. СИСТЕМА ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ПРОМЕЖУТОЧНОГО
ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ В ЗАКРЫТОМ КОНТУРЕ
Схема такой системы показана на рис. 6.22, а. Сжатый воз-
дух охлаждается в штатных промежуточном и концевом теп-
лообменниках, масло - в маслоохладителе, вентиляторный
воздух электропри-
вода - в своем теп-
лообменнике. Про-
межуточный тепло-
носитель (химо чи-
щенная вода, анти-
фриз, масло), цирку-
лирующий с помо-
щью насоса по за .
крытому контуру,
отдает теплоту ком-
прессорной установ-
Рис. 6.22. Система воз-
душного охлаждения в за-
крытом контуре:
а - с промежуточным теплоноси-
телем: I — маслоохладитель, 2 —
воздухоохладитель, 3 — вентиля-
тор АВО, 4 - аппарат воздушно-
го охлаждения (АВО), 5 - насос
охлаждающей жидкости;
б - непосредственного воздушно-
го охлаждения.
343
Рис. 6.23. Аппарат воздушного охлаждения:
1 - регулирующие заслонки; 2 - теплообменный пучок труб; 3 - осевой вентилятор; 4 — опорные
стойки; 5 — электропривод
ки окружающему воздуху в рекуперативном теплообменнике с
вентилятором.
К промежуточному теплоносителю предъявляются требова-
ния - отсутствие в нем солей жесткости, вредных примесей и
других загрязнений. Химочищенная вода (ГОСТ 6709-72) при
хороших теплофизических свойствах и относительно низкой
стоимости применима лишь в области положительных темпера-
тур и не должна контактировать с атмосферным воздухом во из-
бежание кислородной коррозии. Оба ограничения устранимы.
Тепловой режим аппарата воздушного охлаждения (АВО) регу-
лируется по расходу и температуре охлаждающего воздуха и по
изменению поверхности охлаждения (отключение отдельных
секций). Расход охлаждающего воздуха регулируется жалюзий-
ными устройствами (рис. 6.23), изменением угла наклона лопас-
тей вентилятора и поочередным отключением вентиляторов, ес-
ли их несколько. Регулирование температуры охлаждающего
(атмосферного) воздуха достигается посредством частичного пе-
репуска воздуха, прошедшего через теплообменные секции, по-
догревом и увлажнением воздуха.
Контакт химочищенной воды с атмосферным воздухом прак-
тически возможен лишь в сборнике теплой воды. Открытую по-
верхность воды в таких случаях покрывают пенопластом, а
сброс теплой воды после компрессорных установок осуществля-
ют под верхний уровень на глубину 1,0-1,5 м.
Достоинства закрытого контура реализуются применением
низкозамерзающих жидкостей: антифриза-65 (ГОСТ 159-52), по-
344
б
Коэффициент оребрения Ф 7,8 9,0 14,6 22
Диаметр по оребрению D 62 49 56 57
Диаметр гладкой трубы 4 42 28 28 25
Высота ребра h 10 105 14 16
Шаг ребер в 35 35 ЗА 25
Толщина ребра б 0,95 0,85 0,85 0,33
Рис. 6.24. Варианты оребренных труб
лиметилсилокса (ГОСТ 13032-67) и смеси этиленгликоля (ГОСТ
11033-64) с дистиллированной водой (65 %), не имеющих темпера-
турных ограничений. Но низкозамерзающие жидкости дорогие и
имеют в зимнее время температуру, исключающую эффектив-
ную утилизацию теплоты компрессорной установки. Масло в ка-
честве промежуточного теплоносителя применяется редко из-за
низкой, по сравнению с водой, теплоемкости и высокой вязкости.
Одним из основных узлов системы воздушного охлаждения яв-
ляется АВО, типичная конструкция которого показана на
рис. 6.23. В настоящее время АВО широко используются в нефте-
газовой промышленности (системы охлаждения газо- и нефтепе-
рекачивающих агрегатов, конденсаторы и холодильники для ма-
ловязких продуктов и др.), электротехнике (охлаждение трансфор-
маторов и электрических двигателей), радиоэлектронике (охлаж-
дение аппаратуры), а также на мобильных установках (радиаторы
автомобилей, системы кондиционирования самолетов и др.).
Поскольку коэффициент теплоотдачи со стороны охлажда-
ющего воздуха низок, то в АВО чаще всего используются попе-
речно-реберные трубы (рис. 6.24), коэффициент оребрения ко-
торых доведен до 22. Стандартизованные теплообменные сек-
345
ции имеют от четырех до восьми рядов труб по ходу охлаждаю-
щего воздуха, что определяет различную поверхность теплооб-
мена. Максимальная поверхность теплообмена одной секции до-
ведена до 2000 м2.
Осевые вентиляторы АВ О обеспечивают большую подачу
(до 10 млн м3/ч) при сравнительно низких напорах. Применяе-
мые в отечественных установках осевые вентиляторы имеют ди-
аметр лопастей 0,8; 2,8; 3,0 и 7,0 м. При длине труб, близкой к
ширине аппарата, предусматривается один вентилятор; если дли-
на труб больше ширины аппарата, то число устанавливаемых
вентиляторов принимается равным этому отношению. Подроб-
ное рассмотрение конструктивного исполнения АВ О можно
найти в специальной литературе [4].
Система охлаждения компрессоров с АВО в качестве тепло-
рассеивающей установки имеет преимущества по сравнению с
традиционными открытыми водооборотными системами:
— практически отсутствуют потери охлаждающей воды; ис-
ключением является промывка системы охлаждения. Это по
сравнению с промышленными вентиляторными градирнями да-
ет экономию примерно 15 % от общего расхода охлаждающей
воды, которую необходимо дополнительно подать в систему
(еще надо найти источник воды!), произвести ее химобработку,
соорудить систему водозабора и трубопроводов и др.
30.4. СИСТЕМЫ НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ВОЗДУШНОГО
ОХЛАЖДЕНИЯ
Схема системы непосредственного воздушного охлаждения
компрессорной установки представлена на рис. 6.22, б. Окружа-
ющий воздух прокачивается через теплообменники автономны-
ми вентиляторами. Однако использование крупногабаритных
трубчатых АВО для непосредственного охлаждения сжатого
воздуха, масла и вентиляторного воздуха электродвигателя не
представляется возможным из-за значительного увеличения
площади машзала и соответствующих капитальных затрат.
Промышленное освоение компактных пластинчато-ребрис-
тых теплообменников (рис. 6.25) позволило создать компрессор-
ные установки малой и средней (до 50 м3/мин) производительнос-
ти с прямым воздушным охлаждением, не уступающие по ком-
пактности установкам с водяным охлаждением. Единственное ис-
ключение составляют средние и крупные поршневые компрес-
346
165
7,0
Рнс. 625. Пластинчато-ребристый теплообменник
сорные установки, в которых необходимо предусматривать специ-
альный циркуляционный контур воды, охлаждающий цилиндры
компрессора. Несмотря на то что теплота, отводимая от цилинд-
ров, не превышает 10 % от общего теплосъема компрессорной ус-
тановки, такой контур требует отдельного водоохладителя и на-
соса. Как правило, водоохладители компонуются вместе с газо- и
маслоохладителями в набор плоских унифицированных четырех-
гранных блоков с общим вентилятором, установленным в центре
(рис. 6.26). Теплопередающие блоки образованы расположенны-
ми по периферии квадрата пластинчато-ребристыми элементами
(модулями), соединенными при-
варными коллекторами. Все газо-
водоохладители компрессорных
установок производительностью
2,5-24 м3/мин используют один мо-
дуль. Подвод и отвод охлаждаю-
щего воздуха осуществляется по
каналам, проложенным в транше-
ях машинного зала, или по возду-
ховодам с верхней развязкой.
Рис. 6.26. Компрессор производительнос-
тью 12 м3/мин с воздушным охлаждением:
I - ступени сжатия; 2.5 - воздухопроводы; 3 - воздуш-
ный охладитель; 4 — вентилятор
347
При применении непосредственного воздушного охлаждения
энергозатраты на привод вентиляторов АВО не превышают 2 %
от энергозатрат на электропривод компрессора; отсутствуют со-
леотложения и коррозионный износ, а сжатый воздух охлажда-
ется до более низкой среднегодовой температуры, чем при водя-
ном охлаждении. Если оценивать обе системы охлаждения по
среднегодовой температуре воды и атмосферного воздуха, то
первый теплоноситель имеет в среднем не менее 20 °C (летом
20...35 °C, зимой 10...20 °C), а второй 4 ,6 °C для большинства
климатических зон России. Отсюда температура сжатого возду-
ха при непосредственном охлаждении теоретически может быть
уменьшена на 10-15 °C.
При температурах воздуха в летнее время более 35 °C (харак-
терно для южных районов страны) нельзя достичь требуемого ох-
лаждения сжатого воздуха, что является недостатком непосредст-
венного охлаждения. Но поскольку период таких температур не
превышает 2 % от общегодового времени, влияние этих режимов
на энергопотребление компрессорной установки незначительно.
Другой вопрос для эксплуатации — удаление инея и льда в каналах
пластинчато-ребристых теплообменников в условиях низких тем-
ператур. В режиме обмерзания каналов отключается вентилятор
(реагирует на увеличение сопротивления проходу воздуха), стенки
каналов быстро прогреваются с последующим таянием льда.
30.5. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ МАСЛОЗАПОЛНЕННЫХ
ВИНТОВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Маслозаполненные винтовые компрессоры имеют две систе-
мы охлаждения сжатого воздуха и масла - с промежуточным теп-
лоносителем (вода) в закрытом контуре и непосредственного ох-
лаждения, технологические схемы которых показаны на рис. 2.19.
Рассмотрим, например, схему непосредственного охлаждения (см.
рис. 2.19, а). Сжимаемый воздух отдает свою теплоту маслу, с ко-
торым он контактирует в проточной части компрессора 4. После
сжатия масловоздушная смесь поступает в воздухосборник-масло-
отделитель 5. Далее очищенный от масла сжатый воздух поступа-
ет в блок концевого воздушного охладителя 6 и после влагоотде-
лителя 7 направляется потребителю. Отделенное от воздуха масло
скапливается в нижней части маслоотделителя и под давлением
сжатого воздуха поступает в блок воздушного маслоохладителя 8.
Охлажденное масло далее очищается от продуктов окисления и
348
механических примесей в фильтре 9 и направляется в дозирующие
устройства на впрыск в проточную часть. Дозирующие устройства
представляют собой шайбы с калиброванными отверстиями либо
просто отверстия определенного диаметра в корпусе компрессора,
при помощи которых регулируется расход масла.
Оптимальный температурный перепад масла в системе охлаж-
дения составляет 10-40 °C (обычно 20 °C), а рост температуры
сжатого воздуха 50-70 град. Поскольку температуры масла и сжа-
того воздуха на выходе из компрессора практически одинаковы,
температура масла на входе превосходит температуру всасывае-
мого воздуха и в начале процесса сжатия не только не отбирает, а
наоборот отдает теплоту сжимаемому воздуху. Например, при
температуре всасывания воздуха 20 °C температуры воздуха и
масла после компрессора равны 20 + 70 - 90 °C и температура мас-
ла после маслоохладителя (перед впрыском в компрессор) при-
мерно равна 90 - 20 = 70 °C. Если предположить адиабатное сжа-
тие «сухого» воздуха, то воздух нагреется до температуры 70 °C
при отношении давления е = 1,75. Таким образом, на первой тре-
ти проточной части масло понижает эффективность процесса
сжатия. Тем не менее его необходимо подавать на этот начальный
участок цилиндра во избежание роста протечек сжимаемого воз-
духа. Для этого организуется многоточечный впрыск масла в про-
точную часть с минимальным расходом его на входе в цилиндр.
30.6. ПРОМЕЖУТОЧНЫЕ (МЕЖСТУПЕНЧАТЫЕ) ОХЛАДИТЕЛИ
Компрессорные установки общего назначения комплектуют-
ся в основном кожухотрубными теплообменниками для охлажде-
ния воздуха и масел водой. В настоящее время такие теплообмен-
ники унифицированы как по конструктивному исполнению, так и
по теплообменной поверхности - трубному пучку. Унифициро-
ванные пучки труб позволяют увеличивать поверхность охлажде-
ния аппарата путем их последовательного соединения-тогда кор-
пус лишь удлиняется при постоянном диаметре. На рис. 6.27, я, по-
казан промежуточный охладитель воздуха компрессоров К-250 и
К-500 ОАО «Дальэнерго» (г. Хабаровск) и на рис. 6.27, б, газоох-
ладитель центробежных компрессоров ОАО «Казанькомпрессор-
маш». Геометрические и компоновочные размеры унифициро-
ванных трубных пучков даны в табл. 6.13.
Тепловые и газодинамические параметры рекуперативных
теплообменников зависят от расхода и начальной температуры
349
Рис. 6.27. Водяные воздухоохладители центробежных компрессоров:
а - компрессоров ОАО «Дальэнерго»; б - компрессоров ОАО «Казанькомпрессормаш»
теплоносителей (в рассматриваемом случае - сжатого воздуха и
воды) и термического сопротивления поверхности теплообмена,
на состояние которой влияет качество охлаждающей воды (со-
держание солей и других загрязнений).
Показателем состояния воздухоохладителя, хорошо поддаю-
щимся контролю со стороны эксплуатационного персонала, мо-
жет служить, кроме коэффициента рекуперации (5.3), коэффи-
циент недоохлаждения воздуха
(t" —t' 1
1 ВОЗД •’ВОДЫ J
¥=/, _,~у
^ВОЗД ^воды J
где Сзд» ^возл - температура сжатого воздуха на входе теплооб-
менника и выходе из него, соответственно; /'0№1 - начальная тем-
пература воды.
Для новых или чистых пучков труб у = 0,1-0,2, но в процес-
се эксплуатации из-за охлаждающей воды низкого качества ин-
тенсивность теплопередачи снижается. Например, на рис. 7.8
показано изменение коэффициента недоохлаждения в проме-
жуточных воздухоохладителях центробежных компрессоров
К-1700 (К150-61-1) в течение года. Статистическая обработка
350
Таблица 6.1 3
Геометрические и компоновочные размеры пучков ребристых труб
Завод-изгото- витель Коэффициент оребрения Внутренний диаметр тру- бы, мм Наружный диа- метр оребрения, мм Площадь по- верхности 1м трубы Поперечный 5, и продольный S? шаг шахматной компоновки, мм
хзэм 5,65 10 19,2 0,177 SIxS2 = 20xl8
ккз — 5,45 9 18,7 0,154 S1xS2= 18x18
результатов наблюдений за работой воздухоохладителей, по
данным фирмы «Нева-Турбо», показывает, что коэффициент
недоохлаждения для чистых пучков у = 0,19, среднее значение
его с ежеквартальной очисткой равно 0,265 и с очисткой раз в
год Vcp = 0,35.
В воздухоохладителях с латунными трубками компрессо-
ров ОАО «Дальэнерго» среднее время между чистками - 6-12
месяцев. Причиной засорения является отложение накипи в
трубках и нагаромасляных отложений на наружной поверхно-
сти трубного пучка. Кроме того, по истечении 3-5 лет эксплу-
атации вследствие обесцинкования в трубках появляется боль-
шое количество мельчайших отверстий, что требует глушения
до 70 % труб. Это вызывает снижение производительности
компрессорных установок до 30 %. Непосредственно перед чи-
сткой сопротивление воздушного тракта увеличивается до
10 раз по сравнению с исходными характеристиками. Средняя
годовая стоимость ремонта воздухоохладителей составляет
5-10 % от общей годовой стоимости ремонта компрессорной
установки.
Динамика роста загрязнений и их термическое сопротивле-
ние существенно зависят от режима течения теплоносителя.
На рис. 6.28 показана зависимость термического отложения
загрязнений от скорости ох-
лаждающей воды в охлади-
теле метана — аппарата, ана-
логичного по своему значе-
нию и условиям работы во-
дяным компрессорным воз-
Рис. 6.28. Зависимость термическо-
го сопротивления загрязнений от
скорости охлаждающей воды
351
Рис. 6.29. Изменение коэффициента недоохлаждения промежуточного возду-
хоохладителя компрессора К-1500-61-1 в течение года:
а — первый по ходу воздуха, б— второй по ходу воздуха
духоохладителям. Из данных [41] видно, что при скоростях во-
ды 0,1-0,2 м/с термическое сопротивление загрязнений R3 в де-
сятки раз выше, чем при скоростях, близких к 1 м/с. По дан-
ным «Уралэнергочермета» [11], коэффициент недоохлажде-
ния промежуточных охладителей компрессора К-250-61-5 по-
сле года эксплуатации без очистки пучков в среднем в 2 раза
выше расчетного (рис. 6.29). Расход теплоносителей или их
скорость, как и следует ожидать, противоположным образом
влияет на эффективность охлаждения: увеличение расхода
воздуха на 30 % повышает у на 6,5 %, но такое же изменение
расхода воды снижает у на 5,0 %.
В целях энергосбережения некоторые авторы [41] рекоменду-
ют сокращать расход охлаждающей воды за счет поддержания ка-
чества теплообменных поверхностей на должном уровне между
плановыми чистками. Вряд ли это обоснованно, если иметь в виду
повсеместное низкое качество оборотной воды - снижение скоро-
сти воды в трубках приводит к резкому отложению загрязнена.
Для удаления загрязнений представляет интерес продувка
межступенчатых холодильников газом без остановки компрес-
сора (барботаж), практикуемая на ряде предприятий химической
промышленности.
Вследствие недоохлаждения воздуха его температура перед
последующей ступенью растет и как следствие приводит к
уменьшению производительности и кпд компрессора. На
рис. 6.30 представлено семейство расчетных газодинамических
352
Рис. 6.30. Влияние температуры воздуха перед ступенями компрессора К-250-
61-1 на его характеристики.
Пояснения в тексте
характеристик (p-V) центробежного компрессора К-250-61-1
при изменении температуры воздуха только после первого ох-
ладителя. На рис. 6.30, б, при изменении температуры воздуха
только после второго охладителя и на рис. 6.30, в ~ при одина-
ковом изменении температуры воздуха после двух ступеней.
Порядковые номера кривых 7,2,3,4 соответствуют значениям
температур 35,50, 65 и 80 °C. На рис. 6.31 показан изотермиче-
ский кпд компрессорной установки при рабочем давлении
0,8 МПа. Кривая 7 соответствует случаю изменения темпера-
туры только после первого охладителя, 2 - только после второ-
го охладителя, 3 — после двух охладителей. Представленные ре-
зультаты позволяют заключить, что первый охладитель ока-
зывает большее влияние на характеристики компрессора, чем
второй, но наиболее существенным образом снижаются произ-
водительность и изотермический кпд
при недоохлаждении воздуха одно-
временно в двух охладителях. Недо-
охлаждение воздуха в промежуточ-
ных охладителях компрессора К-250-
61-1 на 40 град снижает изотермиче-
ский кпд на ~6 %, пропорционально
этому растет удельный расход элект-
роэнергии на производство сжатого
воздуха.
Рис. 6.31. Влияние температуры воздуха перед
ступенями компрессора К-250-61-1 на его изо-
термический кпд
353
30.7. КОМПОНОВКА ОХЛАДИТЕЛЕЙ С КОМПРЕССОРОМ
Различают два типа компоновки газоохладителей с компрес-
сором: подвальную и бесподвальную. Подвальная, применяемая
в турбокомпрессорных установках (рис. 6.32), предусматривает
размещение газоохладителей непосредственно под компрессо-
ром на нулевой отметке машинного зала, а сам компрессор уста-
навливается на колоннах. На нулевой отметке размещаются и
охладители масла с маслосборником. Подвальная компоновка
облегчает доступ к компрессору, поскольку его ремонт, а также
ремонт редуктора и электрического двигателя можно произво-
дить без демонтажа охладителей. Однако стоимость компрес-
сорной станции при подвальной компоновке значительно возра-
стает. Поршневые и винтовые компрессоры имеют бесподваль-
ную компоновку. При этом газоохладители располагаются в ос-
новном над компрессором или рядом с компрессором (рис. 6.33).
Современное компрессоростроение ориентируется на моно-
блочную компоновку. Моноблочное исполнение сокращает трудо-
затраты на сборку и монтаж компрессорной установки, повышает
ее эксплуатационную надежность, но предъявляет к теплообмен-
ной аппаратуре требование по ограничению габаритов и массы.
Поршневые и винтовые компрессоры малой производитель-
ности Сю 10 м3/мин) моноблочной компоновки имеют систему не-
посредственного воздушного охлаждения. Теплообменники воз-
душного охлаждения размещаются либо между ступенями (см.
рис. 6.26), либо рядом с ними для того, чтобы использовать один
вентилятор для обдува установки в целом. Малые расходы ох-
лаждающего воздуха позволяют отказаться от воздуховодов и ис-
Рис. 6.32. Подвальная компоновка водяных воздухоохладителей центробежных
компрессоров
354
Рис. 6.33. Компонов-
ка водяных воздухо-
охладителей с порш-
невым компрессором:
а - над компрессором; б —
под компрессором; в — ря-
дом с компрессором
пользовать для ох-
лаждения воздух из
машинного зала.
Винтовые маслос-
мазываемые ком-
прессоры средней и
большой произво-
ди тельности (до
100 м3/мин) моно-
блочного исполнения
имеют систему непо-
средственного воз-
душного охлаждения
масла, либо систему
охлаждения с проме-
жуточным теплоно-
сителем — оборотной водой. Водяные рекуперативные теплооб-
менники располагаются, как правило, под компрессором в меж-
рамном пространстве.
Центробежные компрессоры средней и большой производи-
тельности моноблочного исполнения имеют в основном систему
охлаждения с промежуточным теплоносителем (водой). Водя-
ные теплообменники также располагаются под компрессором
(рис. 6.34), а их водяной контур подключается либо к открытой
водооборотной системе компрессорной станции, либо к системе
воздушного охлаждения в закрытом контуре.
Глава 31. ЭЛЕКТРОПРИВОД КОМПРЕССОРОВ
ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
Приводом компрессоров общего назначения служат асин-
хронные и синхронные электрические машины. Асинхронные
машины в силу ряда достоинств (относительной дешевизны, про-
стоты обслуживания) являются наиболее распространенными
среди всех электрических машин (около 90 % от всего парка, а
по установленной мощности — около 55 %). Их выпускают, как
правило, большими сериями, наиболее значительными из кото-
рых являются машины общего назначения — серии 4А, АИ и се-
рии специализированных двигателей, например двигатели с по-
вышенным пусковым моментом АОП2, с повышенным сколь-
жением АОС2 и др.
355
v;
Рис. 6.34. Схема движения потока сжатого воздуха в проме-
жуточных водяных теплообменниках центробежного ком-
прессора ZH «Atlas Сорсо»
Рис. 6.35. Зависимость тока и момента асин-
хронного двигателя от скольжения
Асинхронные двигатели мощно-
стью от 15 до НО кВт изготовляют
на напряжение 220/380 и 380/660 В, а
мощностью от 132 до 400 кВт -
380/660 В. Асинхронные двигатели
большой мощности серии АТД4 (от
500 до 8000 кВт), АДО (от 1250-3150
кВт) для компрессорных машин об-
щего назначения, как правило, не
применяются из-за значительных пусковых токов, более низ-
кого кпд по сравнению с синхронными двигателями, снижения
энергетических показателей (кпд, cos (р) при недозагрузке и др.
Преобразование энергии в асинхронных машинах происходит
при несинхронном (обычно употребляют термин «асинхрон-
ный») вращении ротора и магнитного поля статора. Разность
частот вращения ротора пр и вращающегося магнитного поля
статора лс определяет частоту и амплитуду эдс, наводимой в
проводниках обмотки ротора. В рабочих режимах машины раз-
ница в частотах вращения (пс - пр) обычно невелика, поэтому
при анализе работы машины частоту вращения ротора оцени-
вают не в абсолютных единицах (об/с, рад/с), а в относитель-
ных, вводя параметр скольжение х = (пс — пр)/пс. Скольжение
выражается либо в процентах (s= 1 %, 2,5 % и т. д.), либо в до-
лях единицы (5 = 0,01; 0,025 и т. д.). Теоретически асинхронная
машина в двигательном режиме может работать в диапазоне
5 = 0-1,0, практически в устойчивом режиме при х — 0,07-0,12,
но не при 5 = 0.
Для эксплуатации наиболее важна механическая характерис-
тика М =f(s) - зависимость вращающего момента от скольжения
машины. Обычно в характеристиках М =fis) асинхронных машин
моменты, развиваемые электродвигателем при пуске и разгоне,
принято выражать в относительных единицах, т. е. указывать
кратность текущего момента по отношению к номинальному М =
= Л//Л/Ном. Характеристика Л7=7(.s) имеет несколько характерных
точек (рис. 6.35), соответствующих пусковому Л/и, минимальному
Mmin, максимальному Л/тах и номинальному /Ииом = 1 моментам.
После включения в сеть при неподвижном роторе машиной
развивается пусковой момент Мп и потребляется пусковой ток, в
несколько раз превышающий номинальный, поэтому режим пуска
357
Рис. 6.36. Рабочие характерис-
тики асинхронного двигателя
еще называют режимом
короткого замыкания.
Несколько пусков маши-
ны подряд через корот-
кие промежутки времени
могут повлечь за собой
повышение температуры
ее обмоток выше допус-
тимой, если она не рас-
считана на такой режим
работы. В стадии разгона
машины ее момент несколько уменьшается, на J0-15 % по сравне-
нию с пусковым моментом, достигая значения Mmin.
У большинства асинхронных машин Мп > 1, однако они могут
быть запущены под нагрузкой при условии, что момент сопротив-
ления на валу будет меньше Mmiw иначе они не разгонятся и будут
работать с большим скольжением и значительными токами в об-
мотках. Перегрузочная способность асинхронной машины ха-
рактеризуется /Итах, которую еще называют критическим мо-
ментом, а скольжение при этом критическим 5кр. В асинхронных
машинах общего назначения sKp не выходит за пределы 0,07-0,12
и 5-2,0.
Рабочие характеристики асинхронных машин (рис. 6.36) пока-
зывают, что наибольший кпд достигается при нагрузке, на 10-15 %
меньше номинальной. Двигатели рассчитываются так, потому что
большинство из них, в силу стандартной дискретной шкалы мощ-
ностей, работают с некоторой недогрузкой. При эксплуатации
двигателей с нагрузкой, существенно меньше номинальной, умень-
шаются и их кпд, и коэффициент мощности (рис. 6.37).
Основной недостаток асинхронных двигателей - низкий ко-
эффициент мощности (cos ср), особенно при снижении нагрузки.
При холостом ходе (sxx -> 0) coscp мал, так как активная состав-
ляющая тока статора, расходуемая на покрытие потерь в маши-
не, мала по сравнению с реактивной составляющей этого тока,
создающей магнитный поток. При увеличении нагрузки coscp
резко повышается, достигая наибольшего значения (0,8-0,9) за
счет роста активной составляющей тока статора. Поэтому при
эксплуатации компрессоров с асинхронными двигателями необ-
ходимо последние использовать в режиме номинальной нагруз-
358
Рис. 6.37. Зависимость средний зна-
чений Лэи COS(P от мощности N3 элек-
тродвигателя при неполной нагрузке
ки. Для повышения coscp реко-
мендуется:
а) параллельно двигателю
пли группе двигателей вклю-
чать нерегулируемые конден-
саторы, которые своей емкос-
тью компенсируют фазовый
сдвиг, обусловленный двига-
телями, потребляющими ре-
активный ток для возбужде-
ния магнитного поля;
б) при длительной работе
асинхронного двигателя с нагрузкой, меньшей 50 % номиналь-
ной мощности, следует обмотку статора, соединенную при номи-
нальной нагрузке в треугольник, переключить на звезду. При
этом фазное напряжение и магнитный поток уменьшаются в
V3, раз, что в свою очередь приводит к снижению потерь в
стали, повышению coscp и кпд и в конечном счете к экономии
электроэнергии. В связи с перечисленными недостатками асин-
хронные двигатели применяют на компрессорных установках
небольшой мощности, до 300 кВт.
Синхронные двигатели применяются в электроприводах, где
требуется постоянная частота вращения при различных нагруз-
ках. Преимущество их перед асинхронными двигателями - воз-
можность работы с опережающим coscp или с coscp ~ 1,0, а также
большая перегрузочная способность. Однако синхронные двига-
тели имеют плохие пусковые свойства (обычно разрешается два
пуска подряд из холодного и один из горячего состояния), а для
питания обмотки возбуждения требуется постоянный ток. В на-
стоящее время для возбуждения синхронных двигателей приме-
няют только полупроводниковые статические или безщеточные
системы возбуждения. Статические возбудители питаются от
постороннего источника. Безщеточные возбудители обычно
встраивают в конструкцию двигателя.
Технически и экономически обоснованный нижний предел но-
минальных мощностей синхронных двигателей составляет
300 кВт. Синхронные двигатели с частотой вращения 1000 об/мин
359
Рис. 6.38. Зависимость цэ синхронных электродвигателей компрессоров от
эффективной мощности при различных нагрузках:
1 - нагрузка 100 %; 2 - нагрузка 75 %: 3 - нагрузка 50 %
и менее выпускаются с явнополюсными шихтованными роторами
с демпферной обмоткой, к ним относятся и двигатели для воздуш-
ных компрессоров серий СДК мощностью 315,400,500 и 630 кВт
и СДКП мощностью 315-800 кВт (coscp = 0,9). Синхронные неяв-
нополюсные двигатели серий СГД мощностью 630-12 500 кВт ис-
пользуют преимущественно для мощных компрессорных устано-
вок. При замкнутом цикле охлаждения таких двигателей приме-
няются водяные воздухоохладители с биметаллическими трубка-
ми с особым профилем оребрения, обеспечивающим высокие ко-
эффициенты теплопередачи. В целях увеличения теплоотдачи с
ротора его поверхность имеет продольно-поперечное рифление.
Двигатели обычно рассчитываются для работы с coscp = 0,9 и опе-
режающим реактивным током, т. е. используются в режиме ком-
пенсатора. Если установка coscp = 1 произведена на холостом ходу,
то при нагрузке coscp < 1. Регулируя ток возбуждения, можно уста-
новить coscp = 1 при любой нагрузке. Характеристика цэл = /(Д')
имеет обычный для всех электрических машин вид, но средний
кпд у синхронных двигателей на несколько процентов выше, чем
у асинхронных (рис. 6.38). Синхронный двигатель менее чувстви-
телен к колебаниям напряжения в сети, так как его максимальный
момент пропорционален первой степени напряжения, в то время
как у асинхронного двигателя - пропорционален квадрату напря-
жения.
Часть седьмая
ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ ПРИ ПРОИЗВОДСТВЕ,
РАСПРЕДЕЛЕНИИ И ПОТРЕБЛЕНИИ
СЖАТОГО ВОЗДУХА
7.1. ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ ПРИ ПРОИЗВОДСТВЕ
СЖАТОГО ВОЗДУХА
Глава 32. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
КОМПРЕССОРНОЙ СТАНЦИИ
32.1. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
Согласно «Правилам технической эксплуатации воздушных
компрессорных станций» [40], к основным технико-экономичес-
ким показателям компрессорной станции относятся:
- количество поданного в общую сеть сжатого воздуха, при-
веденного к нормальным условиям по ГОСТ 12449-80, м3;
- удельный расход электроэнергии на выработку сжатого
воздуха, кВт ч/1000 м3;
- себестоимость отпущенного в общую сеть сжатого воздуха,
руб/1000 м3;
- коэффициент использования основного оборудования стан-
ции
-------Е-----100 %,
тр+твп+т,1И1,
где тр - время работы, ч; тяп - время вынужденного простоя,
включая внеплановый ремонт, ч; т^ - время планово-предупре-
дительных ремонтов, ч; крсз - коэффициент резерва компрессор-
ной станции
361
V -V
—-100 %,
рез у
Ч>
где Vy - суммарная паспортная производительность всех установ-
ленных компрессоров, м3/ч; Ук - паспортная производительность
наиболее крупного компрессора, м3/ч; Vcp - фактическая потреб-
ность в сжатом воздухе, м3/ч;
- потери сжатого воздуха в сетях, % от количества воздуха,
поступившего в сети.
Для расчета технико-экономических показателей каждая
компрессорная установка производительностью 100 м3/мин и бо-
лее должна быть оснащена самопишущим расходомером для
учета выработки сжатого воздуха, счетчиком электроэнергии,
самопишущими приборами для регистрации температуры возду-
ха (в зависимости от места установки расходомера), давления
воздуха в нагнетательном трубопроводе до обратного клапана.
Компрессорная установка должна быть также снабжена прибо-
рами для измерения параметров, определяющих ее тепловой и
газодинамический режим работы, в том числе:
- сопротивления по воздуху промежуточных воздухоохлади-
телей и воздушного фильтра (последнее только для центробеж-
ных компрессоров);
- разрежения на всасывании компрессора;
- температуры воздуха на всасывании и нагнетании каждой
ступени компрессора и после промежуточных и концевого воз-
духоохладителей;
- температуры воды, поступающей и выходящей из каждого
промежуточного и концевого воздухоохладителя.
Здесь не перечислены приборы для измерения температур
электропривода, подшипников и др., не имеющие прямого отно-
шения к указанным технико-экономическим показателям.
Компрессоры, сжимающие одинаковые газы при равных
внешних условиях - начальном и конечном давлении, начальной
температуре газа и температуре охлаждающей воды - сравнива-
ются по удельной мощности.
Удельной мощностью называется мощность на валу ком-
прессора, приходящаяся на единицу производительности. По
ГОСТ 18985-73 для поршневых компрессоров общего назна-
чения при начальных параметрах воздуха на всасе, приведен-
ных к нормальным условиям по ГОСТ 12449-80, давлении на
нагнетании 0,9 МПа и температуре охлаждающей воды 15 °C
362
установлены следующие максимальные удельные расходы
мощности:
Производительность компрессора, м3/мин . 3 6 10 20 30 50 100
Удельная мощность, кВт/м3/мин.... 6,5 6,2 5,7 5,6 5,5 5,3-5,4 5,4
Удельная мощность центробежных компрессоров общего
назначения, широко распространенных в промышленности, при
тех же параметрах по воздуху, но при температуре охлаждаю-
щей воды 20 °C, несколько больше:
ТКА 80/9 ТКА 130/9 ТКА 250/9 К-250-61-5 К-500-61-5
Производительность
компрессора, м3/мин . 80 130 260 255 525
Удельная мощность,
кВт/м3/мин .......... 6,25 5,73 5,57 5,66 5,7
По удельной мощности проще и удобнее, чем по другим тех-
нико-экономическим показателям, оценивать работу компрессо-
ров, но удельная мощность не определяет экономичность ком-
прессорной установки в целом. Для эксплуатации в конечном
счете важен удельный расход электроэнергии на выработку
сжатого воздуха за определенный период.
32.2. МЕТОДИКА НОРМИРОВАНИЯ РАСХОДА
ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ НА ВЫРАБОТКУ
СЖАТОГО ВОЗДУХА
К наиболее технически обоснованным среди имеющихся
методик по нормированию расхода электрической энергии на
выработку сжатого воздуха можно отнести методику, разрабо-
танную во ВНИИОчермет [9] для предприятий черной метал-
лургии. В основу этой методики положен расчетно-аналитиче-
ский метод определения индивидуальных (по каждой компрес-
сорной установке) и групповых (по компрессорному цеху)
норм расхода электрической энергии на выработку сжатого
воздуха.
При выработке сжатого воздуха электрическая энергия рас-
ходуется на технологические и вспомогательные нужды произ-
водства, а именно:
— технологические — на привод компрессора и насосов пода-
чи охлаждающей воды, осушку сжатого воздуха, если она имеет-
ся на компрессорной станции;
- вспомогательные—на работу вспомогательного оборудова-
ния, вентиляцию, освещение, внутрицеховой транспорт и потери
в электрораспределительных сетях.
363
Общепроизводственная норма удельного расхода электриче-
ской энергии на выработку сжатого воздуха
пе = г£ + п*, (7.1)
где nJ - технологическая норма удельного расхода электричес-
кой энергии на выработку сжатого воздуха, кВт-ч/1000 м3; nJ —
норма расхода электроэнергии на вспомогательные нужды при
выработке сжатого воздуха, кВт-ч/1000 м3.
Технологическая норма удельного расхода электроэнергии в
свою очередь равна
nJ = nJ + п°хл + njc, (7.2)
где nJ, nJXJI - соответственно норма расхода электроэнергии на
привод компрессоров и насосов охлаждающей воды, кВт-ч/1000 м3;
njc - норма удельного расхода электроэнергии на осушку сжато-
го воздуха, кВт-ч/1000 м3.
Норма удельного расхода электроэнергии на привод рассчи-
тывается раздельно на теплый и холодный периоды года по каж-
дому компрессору цеха:
п° =--------------------- (7-3)
' ЗбОО^Пэ^р-Пм.»
Здесь а - поправочный коэффициент для перевода в нормаль-
ные кубические метры воздуха; циз - изотермический кпд ком-
прессора (рис. 7.1); цэ - кпд электропривода (рис. 7.2); цпер - кпд
передачи (табл. 7.1); Т)мех - механический кпд компрессора для
поршневых компрессоров, равный 0,8-0,95, для центробежных —
0,96-0,99; /7ИЗ - изотермическая мощность компрессора на сжа-
тие 1 м3 воздуха (Вт/м3) или на сжатие учетной единицы воздуха
1000 м3, кВт-ч/1000 м3:
л,га=Р1Ч1п—=Piln—.
р Pi
где р2 и pi - соответственно давление нагнетания и всасывания,
Па; V] = 1 м3/с - объем 1 м3 сжимаемого воздуха;
n = (273 + Q/0,38-Bcp,
364
Поршневые
компрессоры
0,51----1---1---1---1----1---1---
О 100 200 К м3/мин
Рис. 7.1. Среднее значение изотермического кпд компрессоров
Рис. 7.2. Среднее значение кпд электродвигателей
где tcp - средняя температура всасываемого воздуха в теплый
или холодный периоды года, °C (принимается по табл. 7.2);
Вср - среднее барометрическое давление, мм рт. ст. (принима-
ется по табл. 7.2).
Норма удельного расхода электроэнергии на сжатие возду-
ха различна в теплый и холодный периоды года, что учитыва-
ется поправкой на температуру всасываемого воздуха, и с уче-
том степени износа и разгрузки компрессора определяется по
формуле
Пе’/^изн'^рег'^т» кВт ч, (7-4)
где — коэффициент, учитывающий износ компрессора: для но-
вого компрессора = 1,0; для других компрессоров Л,13Н ~ 1,0-1,1
в зависимости от срока эксплуатации; к^ — коэффициент, учиты-
вающий степень загрузки — глубины регулирования (определяется
по табл. 7.3); к? ~ поправочный коэффициент на температуру вса-
сываемого воздуха (рис. 7.3).
Расход электроэнергии приводом компрессора раздельно в
теплый и холодный периоды года
Таблица 7.1
Значение кпд передач
— Тип передачи кпд передачи
Ременная 0,85-0,9
Клиноременная 0,93-0,97
Редукторная 0,98
[Непосредственное соединение с помощью муфты 1,0
365
Таблица 7.2
Расчетные параметры атмосферного воздуха некоторых регионов России
Пункт Среднее барометрическое давление В^, мм рт. ст. Температура, °C теплый/ холодный период
Волгоград 745 28,67-13,0
Екатеринбург 730 20,77-20,0
Златоуст 715 20,0/-20,0
Караганда 715 25J/-20.0
Комсомольск-на-Амуре 760 22,87-27,0
Липецк 745 24,47-15,0
Магнитогорск 730 22,87-22,0
Москва 745 22,37-14,0
Нижний Тагил 730 21,57-21,0
Новокузнецк 745 24,1/-23,0
Орск 745 26.3/-21.0
Челябинск 745 22,87-20,0
Таблица 7.3
Значение коэффициента крег, учитывающего степень загрузки компрессора
(ПК - поршневого, В К - винтового, ЦК - центробежного)
Способ регулирования компрессора Тип регулируемо- го компрессора Степень разгрузки, %
100 80 60 50 25
Плавное изменение частоты вра- щения вала ПК, ВК, ЦК 1,0 1,01 1,03 1,04 1,05
Пуск/остаиовка 1,0 1,03 1,05 1,06 1,07
Нагрузка/холостсй ход - - 1,0 1,05 1,2 1,3
Закрутка потока иа входе на- правляющим аппаратом ЦК 1.0 1,04 1,08 -
Дросселирование на всасывании - - 1.0 1,07 1,25 —
Перепуск воздуха из цилиндров во всасывающие полости ПК 1,0 1,06 1,14 1,2 1,58
Э_ = Пе V Tz ,, кВт-ч, (7.5)
тх 1000 «ж>’
где V - объемная производительность компрессора, м3/ч; тт(х) -
планируемое время работы компрессорной установки за теплый
(т) и холодный (х) периоды времени, ч.
Суммарный плановый расход электроэнергии приводом ком-
прессора
366
Рис. 7.3. Поправочный коэффициент на
температуру всасываемого воздуха
ЭК = ЭТ + ЭХ, (7.6)
где Эт — расход электроэнергии
приводом компрессора в теплый
период года (для средней полосы:
апрель-сентябрь), кВт-ч; Эх - то
же, в холодный период года (для
средней полосы октябрь-март),
кВтч.
Норма удельного расхода электроэнергии приводом i-ro
компрессора
п^-^11'-1000.. кВтч/1000 м3.
(7.7)
Норма удельного расхода электроэнергии по группе одно-
типных компрессоров одинаковой объемной производитель-
ности
(<+<)+«+<)++(<+<)
(7.8)
Норма удельного расхода электроэнергии приводами воз-
душных компрессоров в целом по станции определяется как
средневзвешенная норма по группам однотипных компрессоров
или компрессорами разного типа:
j
1
1
(7.9)
1де ^--планируемое суммарное время работы компрессоров од-
ного типа в теплый период года, ч; тху- - то же, в холодный пери-
367
од года, ч; Vrj - объемная производительность компрессора рас-
сматриваемого типа, м3/ч; j — порядковый номер группы одно-
типных компрессоров, / = 1,2,...
Норма удельного расхода электроэнергии на работу насосов
подачи охлаждающей воды рассчитывается в случае локального
водоснабжения компрессорной станции:
п°хл = Эотл/Уп, кВт-ч/1000 м3. (7.10)
Здесь Vn - планируемый объем выработки сжатого воздуха на
расчетный период, тыс. м3; расход электроэнергии приводами
насосов, кВт-ч
где Н— полный напор насоса, м в. ст.; Уохл - планируемый расход
охлаждающей воды на расчетный период, тыс. м3; Вн - КПД насо-
са (принимается по характеристике насоса); Т1ЭН - кпд электро-
привода насоса; Т|псрн - кпд передачи (см. табл. 7.1).
Норма удельного расхода электроэнергии на осушку сжато-
го воздуха
it* = Эос/Уп, кВт-ч/1000 м3, (7.11)
где расход электроэнергии установкой осушки воздуха
Э„с = Noc-к^а-^, кВт ч; (7.12)
Noc — мощность электрооборудования установки осушки воздуха,
кВт; /^cn = 1,0 - коэффициент использования мощности установ-
ки осушки воздуха: для установки осушки холодильным циклом,
для адсорбционной установки /^сп = 0,5-0,75; тос - длительность
работы оборудования в течение рассматриваемого периода, ч.
Норма удельного расхода электроэнергии на вспомогатель-
ные нужды. Определяется по формуле (7.11), в которой расход
электроэнергии на вспомогательные нужды при выработке сжа-
того воздуха равен
Э =Э +Э +Э + Э
'“'ВСП '-'ВЛ т '“'осв т '-'др '-'пот>
где Эв к, Эосв, Эдр, Эпот - соответственно расход электроэнергии на
работу вентиляционных и калориферных установок, на освеще-
368
Таблица 7.4
Значение коэффициента спроса кс осветительных нагрузок
Осветительная нагрузка
Мелкие производственные здания и помещения 1,0
Производственные здания, состоящие из от- дельных крупных пролетов (2, 3) 0.95
Производственные здания, состоящие из боль- шего числа пролетов (> 3) 0,85
Административные здания и помещения обще- ственного питания 0,9
| Склады, электрические подстанции 0,6
Аварийное освещение 1,0
ние, работу различного оборудования компрессорной станции
(электрозадвижки, краны и др.) и потери электроэнергии в эле-
ктрораспределительных сетях, кВт-ч.
Расход электроэнергии на работу вентиляционных и калори-
ферных установок Эвж определяется по формуле (7.12), при этом
длительность работы вентиляционных установок принимается
тв = 2900-3000 ч (май-август) и калориферных установок тк =
= 4500-4600 ч (январь, февраль, март, октябрь, ноябрь, декабрь)
с коэффициентом использования кисп = 0,6-0,65.
Расход электроэнергии осветительными установками
Эосв = 1,05(Э?авб+ Эа*Е), (7.13)
i jjc ЭРсав6, Э“ - расход электроэнергии на освещение в рабочее и
дежурное (аварийное) время, кВт-ч.
Расход электроэнергии на оба вида освещения определяет-
ся по формуле (7.12), где коэффициент использования освети-
тельных установок приведен в табл. 7.4, а число часов работы
освещения в году - в табл. 7.5. Расход электроэнергии на рабо-
ту различного оборудования компрессорной станции Эдр опре-
деляется также по формуле (7.12), где коэффициент использо-
вания и длительность работы оборудования определяются по
статистическим данным или по технологической карте. Поте-
ри электроэнергии в электрораспределительных сетях прини-
маются равными
Эп = 0,005(Эк + Эохл + Эос + Эи + Эосв + Эдр), кВт-ч. (7.14)
369
Таблица 7.5
Годовое использование осветительных установок по широтам России
Географическая широта Рабочее и аварийное освещение при наличии естественного освещения
Одна смена Две смены Три смены Непрерывная работа
46° 550 2100 4000 4800
56° (Москва- Екатеринбург) 600 2100 4000 4800
64е 700 2100 4000 4800
Полученная расчетно-аналитическим методом норма удель-
ного расхода электроэнергии на выработку учетной единицы
1000 м3 сжатого воздуха сопоставляется с отчетными нормами,
полученными на основе статистических данных за предшествую-
щие годы. Отчетная норма удельного расхода электроэнергии
на 1000 м3 сжатого воздуха за определенный период (обычно это
месяц) получается путем деления общего расхода электроэнер-
гии компрессорной станцией Экс (кВт-ч) на фактическую выра-
ботку сжатого воздуха, приведенного к нормальным условиям
по ГОСТ 12449-80 VKC: п*с = Экс/Ткс, тыс. м3. Сравнение расчетной
и фактической норм удельного расхода электроэнергии позво-
ляет выяснить причины перерасхода электроэнергии и наметить
организационно-технические мероприятия по энергосбереже-
нию на компрессорной станции.
Пример 7.1. Расчет нормы удельного расхода электроэнер-
гии на выработку сжатого воздуха (табл. 7.6).
Компрессорная станция оборудована двумя компрессорами
К-250-1-1 и одним компрессором К-250-61-5. Рабочие характери-
стики компрессоров следующие:
к-250-61-5 К-250-61-1
Объемная производительность V, мъ/ч........... 15 300 14 400
Рабочее давление р2, МПа .......................... 0,7 0,7
Давление всасывания ръ МПа........................ 0,098 0,098
Изотермический кпд т)из ........................... 0,64 0,62
Кпд передачи цпер ................................. 0,98 0,98
Кпд электродвигателя Т1Э ......................... 0,975 0,97
Коэффициент износа компрессорной установки Лвзн .. 1,01 1,06
Коэффициент степени загрузки Лрег ................. 1,0 1,15
Поправочный коэффициент на температуру
всасываемого воздуха кл
теплый период .......... 1,081 1,081
холодный период ........ 0,92 0,92
370
Планируемое время работы компрессора
(один компрессор в резерве)
в теплый период..................................... 4112 4112
в холодный период....... 4368 4368
всего в году................ 8280 8280
Расход охлаждающей воды УО1Л, м3/ч................ 190 325
Напор, создаваемый насосом Н, м в. ст............. 30
Кпд иасоса Т)и ....................... 0,8
Кпд электродвигателя насоса Т)эн.............. 0,96
Расчетные параметры атмосферного воздуха в месте распо-
ложения компрессорной станции:
Среднее барометрическое давление .. ...... 730 мм рт. ст.
Средняя температура воздуха tcp, °C:
в летний период года ............................ 20,7
в зимний период года .................... —20
На компрессорной станции установлен адсорбционный блок
осушки воздуха «Atlas Сорсо» производительностью 250 м3/мин.
Электрическая нагрузка блока осушки (десорбция):
Вентилятор................................... 11 кВт
Теплоэлектронагреватели (Тэны)........ 72 кВт
Коэффициент использования мощности
летний период .................................... 0,75
зимний период............................ 0,5
Осветительная нагрузка компрессоров станции, кВт
основная............................................ 20
аварийная ............................ 5
Отопление здания компрессорной станции........ водяные регистры
Таблица 7.6
Расчет норм расхода электрической энергии, потребляемой
приводом компрессорных установок в холодный и теплый периоды года
Параметр Расчетная формула Компрессор
К-250-61-5 К-250-61-1
Изотермическая мощ- Формула (7.3) 192,7-103 192,7-Ю3
ность компрессора на сжа- тие 1 м3 воздуха, Вт/м3 Поправочный коэффици- WB3 = 0,098-106-11п(0,7/0,098). Теплый период года
ент для перевода в норм. 273 + 20,7 1,058 1,058
кубометры ’ 0,38-730 ’ холодный период года
Номинальная норма удель- ного расхода электроэнер- гии, кВтч/тыс. м3 273-20 0,38-730 Теплый период года „ 1,058-192,7-103 0,912 94,5 0,912 101,3
Пе1 36000,64-0,975-0,98-0,98 ’
371
Продолжение табл. 7.6
Параметр Расчетная формула Компрессор
К25О-61-5 K250-61-I
Норма удельного рас- хода электроэнергии с учетом износа, степени загрузки и поправки на температуру всасывае- мого воздуха, кВт-ч/ тыс. м3 Расход электроэнергии компрессорами, кВтч Суммарный расход эле- ктроэнергии приводом компрессора, кВтч Норма удельного рас- хода электроэнергии приводом компрессора, кВт ч/тыс. м3 Норма удельного рас- хода электроэнергии приводом компрессо- ров, кВт-ч/тыс. м3 Расход электроэнергии приводами насосов, кВтч „ 1.058-192,7-10’ Пл 3600 0,60-0,97-0,98 0.98 ' Холодный период года 0,912192,7-103 3600-0,64-0,975-0,98 0,98 ’ „ 0,912-192,7-1 О’ ",г 3600-0,60-0.97-0,98-0,98 ' Формула (7.4) Теплый период года л!,= 94,5-1,01-1,0-1,08, лЬ= 101,3-1,06-1,15-1,08. Холодный период года л;, = 81,46-1,01-1,00,92, л^ = 87,34-1,06-1,15-0,92. Формула (7.5) Теплый период года Э1= 103,08-15 3004112-1О'3 э;'= 133,36-14 400-4112-10"3. Холодный период года Э; = 75,69-15 3004368-10"3 Э? = 97.92-14 4004368-10-’. Формула (7.6) Э,= 6,485-10б + 5,0584-106, Э, = 7,8966 10й+ 6,1591-10б. Формула (7.7) „ 11,5434 ^-Ю3 “ 15 300-8280 ' i4,t»57-ioi-io’ л 14 400-8280 Формула (7.9) 91,12-15300 + 117,88-14 400 15300 + 14 400 э _ (190 + 325)8760-30-103 10’367^0.80.96 81,46 103,08 75,69 6,485-10й 5,0584-10й 11,543-10й 91,12 104.09 480-103 87,34 133,36 97.92 7,8966- 10й 6,1591-10й 14,055-10й 117,88 104.09
Окончание табл. 7.6
Параметр Компрессор
К250-61-5 К250-61-1
Норма удельного рас- хода электроэнергии на работу насосов подачи охлаждающей воды, кВт ч/тыс. м3 Формула (7.10) „„ 480 103 1.84
‘ (15300+14400)10^-8760
Расход электроэнергии на осушку сжатого воз- духа адсорбционным методом, кВтч Формула (7.11): Теплый период года 3^ = 83-0,75-4112. Холодный период года Э^п, = 83-0,5-4368. 255 972 181 272
Суммарный расход эле- ктроэнергии на осушку сжатого воздуха. кВт-ч Эосуп. = Э^с + = 255 972 + 181 272 437 244
Норма удельного рас- хода электроэнергии на Формула (7.10) 437 244
осушку сжатого возду- ха, кВтч/тыс. м3 л«ж= 15 300-8760-10-3 . 3,262
Расход электроэнергии на освещение, кВт ч Формула (7.12) Э^б = 20-0,854800, ЭК» = 5-1,04800. 81 600 24 000
Общий расход элект- роэнергии на освеще- ние, кВт-ч Формула (7.13) Эос» = 1,05(81 600 + 24 000). 110 880
Потери электроэнер- гии в элетросетях, кВт-ч Формула (7.14) Э„ = 0,005(25,5991 + 0,48 + 0,4372 + + 0,1108)10б, 133 136
Общий расход элект- роэнергии на освеще- ние и потери в элект- росетях, кВт-ч Зоб = So» = Эп = 110 880 + 133 136. 244 016
Норма удельного рас- хода электроэнергии Формула (7.10): 244 016 0,938
на освещение и потери в электросетях, кВт-ч/ тыс. м3 (15 300 + 14 400)10"3-8760
Норма удельного рас- хода электроэнергии по компрессорно# | станции, кВт-ч/тыс. м3 1 = л“ + л‘,хл + п^" +п‘* = 104,09 + 1,84 + 3,262 + 0,938 110,13
Глава 33. ЭФФЕКТИВНОСТЬ СИСТЕМЫ
ПРОИЗВОДСТВА, РАСПРЕДЕЛЕНИЯ
И ПОТРЕБЛЕНИЯ СЖАТОГО ВОЗДУХА
33.1. АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ СИСТЕМЫ
«КОМПРЕССОР-СЕТЬ-ПНЕВМОДВИГАТЕЛЬ»
МЕТОДОМ КОЭФФИЦИЕНТОВ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
Обязательным элементом каждой теплосиловой установки
являются: устройство, в котором производится работа при рас-
ширении рабочего тела (в нашем случае расширение сжатого
воздуха в пневмодвигателях или сопловых насадках), и устройст-
во, в котором за счет подвода работы извне осуществляется сжа-
тие рабочего тела (компрессор). Таким образом, систему «ком-
прессор-сеть-пневмоприемник (пневмодвигатель)» можно отне-
сти к теплосиловой установке, рабочим телом которой является
сжатый воздух.
Анализ эффекта внести циклов теплосиловых установок
осуществляется следующими термодинамическими методами:
методом коэффициентов полезного действия, энтропийным и
эксергетическими методами. Количественно, с точки зрения
первого закона термодинамики, результаты анализа эффек-
тивности реальной теплосиловой установки и протекающих в
ней необратимых процессов не зависят от того, каким из мето-
дов они выполняются. Однако, как показано ниже, энтропий-
ный и эксергетический методы позволяют провести важный
качественный анализ и выяснить основные источники потерь
энергии в процессах.
Эффективный кпд теплосиловой установки це показывает,
какая доля энергии, подведенной в установку от внешнего источ-
ника, превращается в работу, отданную внешнему потребителю:
(7.15)
где /к - удельная работа сжатия воздуха в компрессоре, Дж/кг;
/п - удельная работа расширения воздуха в пневмодвигателе,
Дж/кг; цг = 1 - туг!тк - коэффициент герметичности сети; т* -
массовая производительность компрессора, кг/с; - утечки
воздуха в сети, кг/с.
Эффективная мощность компрессорной установки (мощ-
ность на валу двигателя) определяется через мощность, подве-
374
Таблица 7 7
Удельная работа одноступенчатого компрессора /к и температура конца
процесса сжатия /2 в зависимости от его характера, степени повышения
давления е и начальной температуры воздуха G = 20 °C
Процесс Показатель Степень повышения давления £
2 4 6 8
Изотермический п = 1 58,29 20 116,57 20 150,67 20 174,86 20
Политропный п = 1,3 62,92 71 136,73 130 185-7 169 223,21 200
Изоэнтропный п = к 64,51 84 143,21 162 197,0 216 239,14 258
Политропный п= 1,5 65,59 96 148,18 192 206,10 259 252,27 313
“В числителе — кДж/кг, в знаменателе - /2, °C.
денную к двигателю NK с учетом потерь в нем Т)лв (кпд двигате-
ля), потерь в передаче цпер и механических потерь
~ ^к'Лдв'^пер'Лмех-
Процесс сжатия воздуха сопровождается повышением его
температуры. Согласно уравнению политропного процесса,
т2 = т^п~1),п,
рост температуры будет тем значительнее, чем больше сте-
пень повышения давления е = p2/pi и выше начальная темпера-
тура газа. Охлаждая газ в ходе сжатия, можно уменьшить рост
энтальпии, h2 = cp-T2t при этом работа, затрачиваемая на сжа-
тие газа, будет тоже уменьшаться. В определенном случае,
когда отводимая теплота во всех точках процесса равна подво-
димой энергии, сжатие будет протекать при постоянной темпе-
ратуре воздуха. Такой процесс называется изотермическим
(п = 1,0); он обеспечивает сжатие с наименьшими затратами
энергии (табл. 7.7).
Воздух можно охлаждать непосредственно при сжатии, на-
пример, в цилиндре поршневого компрессора, в охлаждающую
полость (рубашку) которого поступает вода, или попеременно
чередуя сжатие и охлаждение, т. е. разделяя эти два процесса.
375
Рис. 7.4. Процесс сжатия в компрессоре К-250-61-1
Поршневые компрессоры общего назначения с Е = 9,0 имеют,
помимо охлаждения цилиндров, один промежуточный охлади-
тель. В центробежных воздушных турбокомпрессорах с е > 7,0
из-за технических сложностей внутреннее охлаждение не приме-
няется, поэтому они имеют два промежуточных охладителя. Та-
кой процесс на примере компрессора К-250-61-1 показан на
рис. 7.4. Двухкратное охлаждение воздуха при е = 8,0 снижает по-
требляемую мощность примерно на 17 % по сравнению с услов-
ной неохлаждаемой (адиабатной) установкой.
Таким образом, изотермическое сжатие при температуре ок-
ружающей среды является оптимальным термодинамическим
процессом. Его работа минимальна и может служить мерилом
термодинамического совершенства компрессорной машины.
Эффективность охлаждаемых многоступенчатых компрес-
соров принято оценивать изотермическим кпд:
л/ I
= = (716)
/voxn Ч)ХЛ
удельная изотермическая работа сжатия
l„, = R-Tt ln— = RT 1пе, Дж/кг,
Рве.
где Т] — температура воздуха, поступающего в компрессор, К; рн,
Рве ~ соответственно давление нагнетания и всасывания, Па.
376
Удельная работа сжатия, например, охлаждаемого трехсту-
пенчатого компрессора равна
U = -l)+R.TC(^” -1),
откуда для изотермического кпд при равных 7, = Т\, получим
П"’ = 1П/“') + ^Й°2 -1)+^ (езИ’ -!)]• (7-17)
Здесь и, = т]'пол к/к - 1 и е = Е2-е3, где л = 1 —~--;
Рн‘£1 Рн£Г£2
фь Фг - соответственно потери давления в первом и втором
промежуточных охладителях, Па; еь Ег, е3 — степень повышения
давления по ступеням компрессора, равная отношению давления
после соответствующей ступени и до нее; т]‘пол - политропный
кпд, учитывающий все потери в проточной части неохлаждае-
мой секции l-й ступени (i = 1, 2, 3).
Как видно из формулы (7.17), изотермический кпд зависит не
только от политропного кпд отдельных секций (неохлаждаемых
элементов ступеней), но и от общей степени повышения давле-
ния е и распределения ее по ступеням ел потерь давления в охла-
дителях и соотношения между температурой газа после проме-
жуточных охладителей (77 и Т{") и начальной температурой га-
за перед компрессором (77).
Изотермический кпд идеального трехступенчатого компрес-
сора, имеющего Т]'пол = 1,0, ф, = 0, Т{ - Т[' = 7]" и е, = МЁ, при-
веден ниже в зависимости от величины общей степени повыше-
ния давления: е = 5,0; 6,0; 7,0; 8,0; 9,0, Т]из = 0,925; 0,917; 0,911;
0,905 и 0,899 соответственно.
Типы компрессоров различаются не только по производитель-
ности и общей степени повышения давления, но и по количеству
ступеней, потерями в проточной части и межступенчатых охлади-
телях и др., поэтому изотермический кпд не может служить объек-
тивным показателем для сравнения экономичности таких машин.
Мощность па валу пневмодвигателя (эффективная мощ-
ность) N” определяется через теоретическую мощность N” с уче-
том различных потерь, оцениваемых эффективным кпд
377
N„ = N? = NS-v^ = m„70n<,
(7.18)
где /J - теоретическая удельная работа пневмодвигателя или ра-
бота 1 кг воздуха при его полном расширении от давления в пи-
тающем трубопроводе до давления выпуска, Дж/кг; тп — массо-
вый расход воздуха пневмодвигателем, кг/с.
Максимальная теоретическая работа пневмодвигателя полу-
чается при изотермическом расширении воздуха:
=la„, = RTl In А
(7.19)
где ръ Ту - давление и температура сжатого воздуха перед пнев-
модвигателем; р2 — давление на выходе из пневмодвигателя.
При политропном расширении с показателем политропы п
Дж/кг.
Действительный цикл пневмодвигателя, его еще называют
индикаторной диаграммой (заштрихованная площадь на
рис. 3.26), отличается от теоретического цикла 123456. При
этом индикаторная работа (мощность) будет меньше теоретиче-
ской из-за неполноты расширения воздуха вследствие потерь
давления во впускных и выпускных окнах цилиндра, наличия
вредного пространства, утечек воздуха в проточной части ци-
линдра и теплообмена в процессе расширения (линия 12). Все на-
званные потери учитываются величиной эффективного кпд ц";
для современных конструкций пневмоцилиндров и пневмомото-
ров т)" = 0,3-0,4. Эта величина представляет собой произведение
коэффициента использования воздуха т]исп = 0,75 (25 % приходит-
ся на утечки и другие потери), индикаторного кпд т]" = 0,5 (сред-
нее значение) и механического кпд Т]^ех = 0,85, и таким образом,
Т)" = 0,75-0,5-0,85 - 0,319. Реальный процесс расширения воздуха
в пневмомеханизмах будет политропным с показателем
п = 1,1—1,2 у периодически действующих пневмоцилиндров, ра-
бочая полость которых прогревается во время остановки и за
счет механических потерь в период движения поршня, с
п = 1,2-1,3 у непрерывно действующих пневмомоторов и с п =
378
Рис. 7.5. Теоретический цикл пневмодвигателя в координатах v, ркх,Т
= 1,4 в сопловых насадках. В процессе расширения в пневмодви-
гателе воздух заметно охлаждается, и его температура может
стать ниже, чем температура окружающей среды. Температура
в конце расширения рассчитывается по формуле
л-1
Г2=7’/—'l " •
<PlJ
при одинаковом перепаде давлений р2/рх и п = const эта темпера-
тура напрямую определяется температурой сжатого воздуха пе-
ред пневмодвигателем.
Пусть р2/р\ = 0,15/0,6 = 0,25 и п = 1,2, тогда Т2 = 0,794-Tj. Ес-
ли принять 7\ = 368 К (95 °C) и Т} — 303 К (30 °C), то соответст-
венно получим Т2 = 292,2 К (-19 °C) и Т2 - 240,6 К (-32,4 °C). Рас-
смотрим теоретический цикл пневмодвигателя в диаграммах v,
р ws,T (рис. 7.5).
Если в процессе расширения воздуха в пневмодвигателе
осуществить непрерывный подвод теплоты из окружающей
среды так, чтобы его температура оставалась постоянной (Ту =
~ Тос), то полученная работа будет максимальной (площадь
1234 на рис. 7.5, а), а количеству подведенной теплоты соответ-
ствует площадь п12в на рис. 7.5, б. В ходе расширения без под-
вода теплоты (адиабатный процесс 12" с п = к) полученная ра-
бота будет минимальной (площадь 12"34 на рис. 7.5, а). В этом
случае восстановление температуры воздуха с Т2» до Т2 про-
379
изойдет вне пневмодвигателя за счет тепла окружающей среды
по условной изобаре 2"2, а количество подведенной теплоты
будет также минимальным (площадь а2"2в). В политропном
процессе расширения (п = const) удельной работе соответствует
площадь 12'34 на диаграмме v, р, а количеству подведенного
тепла из окружающей среды при Т, = Тос - площадь п!2'2в на
диаграмме s, Т (см. рис. 7.5).
Более нагретый воздух ( Ту > Тх = Тос) не только снижает его
объемный расход на пневмодвигатель, но и увеличивает удель-
ную работу при прочих равных условиях: площадь Г2'"34 боль-
ше площади 1234 (см. рис. 7.5, а), но подвод теплоты здесь будет
осуществляться за счет энергии самого сжатого воздуха — пло-
щадь cl'2'"d (рис. 7.5, 6).
Возвращаясь к оценке эффективности системы «компрес-
сор-сеть-пневмодвигатель», заметим, что транспортировка сжа-
того воздуха в сети сопровождается гидравлическими и тепло-
выми потерями, что учитывается эффективным кпд сети (см.
формулы (4.14) и (4.15)).
Учитывая изложенное, эффективный кпд системы «ком-
прессор-сеть-пневмодвигатель» будет равен
N Г
П, Ч„=р Сх Пе (7.20)
"К м3
Если предположить, что потери энергии при транспортиров-
ке сжатого воздуха в сети отсутствуют (цг = 1, Т]с = 1), а процес-
сы сжатия - расширения в компрессоре и пневмодвигателе сов-
падают, например по изотерме (/д = = /“Д то эффективный
кпд системы определяется только внешними условиями, т. е. Т]' =
= 'Пдв 'Ппер-'Пмех-'Пмех- Для поршневого компрессора с электропри-
водом и подключенного к нему пневмоцилиндра ц' =
= 0,98-1,0-0,98-0,85 = 0,766; для центробежного компрессора -
0,98 0,98-0,98-0,85 = 0,8.
Реальные процессы выработки и потребления энергии сжа-
того воздуха сопровождаются значительными потерями во всех
элементах системы.
Рассмотрим систему, включающую трехступенчатый ком-
прессор с концевым холодильником, сеть и пневмодвигатель.
Процессы сжатия в ступенях 1—2, 3—4,5-6, охлаждения в проме-
жуточных охладителях 2-3,4-5 и концевом охладителе 6-7 ком-
прессора показаны на рис. 7.6. Транспортировка сжатого возду-
380
Рис. 7.6. Термодинамические процессы в системе
«компрессор-сеть-пиевмодвигатель»
ха в сети сопровождается дальнейшим охлаждением потока и ги-
дравлическими потерями — линия 7-5. Процесс расширения воз-
духа в пневмодвигателе 8-9 в общем случае будет политропным
с подводом теплоты из окружающей среды, так как температу-
ра воздуха в процессе расширения становится ниже температуры
последней.
Дополнительный условный процесс подвода теплоты в сис-
тему из окружающей среды протекает частично по изотерме
9-10 и изобаре 10-1.
Оценка эффективного кпд системы «компрессор-сеть-пнев-
модвигатель» дана в табл. 7.8. Отношение 7Й3 в (7.20) можно
представить в виде 11 в свою очередь ~ 1,0. Ошибка
в последней оценке ~ 1Д) незначительна: снижение давле-
ния перед пневмодвигателем на 3-5 % вследствие гидравличес-
ких потерь в сети компенсируется превышением температуры
перед пневмо двигателем 77 на 5... 10 °C над температурой атмо-
сферного воздуха, поступающего в компрессор, 7\. Например,
если принять 7\ = 293 К, 77 = 303 К, давление после компрессо-
Таблица 7.8
Величина кпд ппевмосистемы
Тип компрессора
Поршневой
Центробежный
ч» 4 пер ч» Чг ч« с Чс
0,98 1,0 0,92 0,7 0,85 0,97 0,35 0,182
0,975 0,98 0,98 0,65 0,85 0,97 0,35 0,176
381
pa рн = 0,7 МПа и перед пневмодвигателем р" = 0,665 МПа (5 %
потерь в сети), то
/^ 303 In 6,65
293 In 7,0 ’
Эффективный кпд системы «компрессор-сеть-пневмодвига-
тель» при производстве сжатого воздуха различными компрес-
сорными установками в лучшем случае не превышает 20 %.
33.2. АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ СИСТЕМЫ
«КОМПРЕССОР-СЕТЬ-ПНЕВМОДВИГАТЕЛЬ»
ЭКСЕРГЕТИЧЕСКИМ МЕТОДОМ
Анализ современных сложных циклов теплосиловых устано-
вок затрудняется тем обстоятельством, что каждый тип энерге-
тической установки имеет многообразные кпд, пригодные толь-
ко для конкретного типа установок. Невозможно зачастую увя-
зать между собой эти коэффициенты и создать удобную для ана-
лиза схему, связывающую их с общим расходом первичной энер-
гии (топлива, электроэнергии). Для многих отдельно рассматри-
ваемых энергетических установок часто нет логической увязки
между разноречивыми относительными кпд. Так, для энергети-
ческой оценки степени совершенства работы компрессора суще-
ствует ряд абсолютных и относительных кпд (наиболее приме-
нимые из них приведены в табл. 7.9). Изложенное указывает на
Таблица 7.9
Средние кпд компрессорных установок
Кпд Поршневые Центробежные
Абсолютные
Изотермический цИ1 0,6-0,7 0,55-0,65
Эффективный 0,7-0,84 0,78-0,84
Механический дмех 0,8-0,92 0,97-0,99
Относительные
Политропный Т]п 0,8-0,92 0,75-0,86
Адиабатный — 0,7-0,82
Внутренний Т], 0,78-0,9 0,7-0,8
382
целесообразность такой унификации системы коэффициентов,
при которой совершенство энергетического процесса в узлах
энергетической системы характеризовалось бы по возможности
одинаково, а сама система представляла бы собой простейшую
связь однородных коэффициентов. Многочисленные разработ-
ки основных следствий второго закона термодинамики к расче-
ту тепловых процессов показали, что более рациональным будет
использование понятия максимально возможной работы (эксер-
гии) и потерь возможной работы TEXAS' (эксергетических по-
терь). Использование эксергии как количественной характерис-
тики обратимых процессов и эксергетических потерь как коли-
чественной характеристики необратимых (реальных) процессов
составляет суть эксергетического метода анализа теплосиловых
установок.
Для количественной оценки степени термодинамического
совершенства (эффективности) теплосиловой установки исполь-
зуются эксергетические кпд, которые определяются для ком-
прессора по формуле (2.11) и для охладителей по формуле (2.12).
Эксергетический кпд пневмодвигателя. Падение эксергии в
пневмодвигателе Леп = ег - е2, где еь е2 - эксергия воздуха на вхо-
де и выходе из пневмодвигателя. Полезная работа, полученная в
пневмодвигателе, равна ЛЛП = hx - й2, где hx, h2 - энтальпия возду-
ха соответственно на входе и выходе из пневмодвигателя. Эксер-
гический кпд пневмодвигателя имеет вид
Пример 7.2. Проведем эксергетический анализ системы
«компрессор-сеть- пневмодвигатель», процессы которой в s-, Т-
диаграмме изображены на рис. 7.6, а термодинамические пара-
метры для характерных точек системы даны в табл. 7.10.
Для первой точки принято состояние воздуха при нормаль-
ных условиях: р} =0,1 МПа; г, = 20 °C; h} = 294,5 кДж/кг и =
- 6,6812 кДж/(кг-К). Последующий расчет энтальпии и энтро-
пии проводился по известным соотношениям; например, для вто-
рой точки
Й2=ср2 Т2, S2=S1+cp2ln^-R}n^-, (722)
383
Таблица 7.10
Термодинамические параметры системы «кимпрессор-сеть-плевмодвигатель»
Характерная точка Давление. МПа Температура, К (°C) Энтальпия, кДж/кг Энтропия, кДжДкг-К)
1 0,1 293 (20) 294,5 6,6812
2 0,235 396(123) 400,0 6,7403
3 0,23 309 (36) 310,5 6,4972
4 0,495 403(130) 407,0 6,5452
5 0,49 309 (36) 310,5 6,2812
6 0,88 390(117) 393,5 6,3481
7 0,875 309 (36) 310,5 6,1157
8 0,825 298 (25) 299,5 6,0962
9 0,25 224 (-49) 225,0 6,1534
10 0,1 224 (-49) 225,0 6,4164
11 0,1 293 (20) 294,5 6,6812
Привод
Tlnp = 0.9l
0.305
Компрессор, = 0,69 Сеть, 1]^ = 0,84 Пнеьмодви- гатель, П2=О,67
Рис. 7.7. Диаграмма распределения эксергетических потерь в системе
«компрессор (К-250-61 -1 )-сеть-пневмодвигатель»
где R = 0,287 кДж/(кг-К) для сухого воздуха, а ср7 определя-
ется по табл. П6.
Эксергетический баланс и кпд сведен в табл. 7.11, а эксер-
гетическая диаграммма потоков показана на рис. 7.7. По эк-
сергетическому балансу нетрудно проследить за потерями ра-
ботоспособности потока сжимаемого воздуха; эксергетичес-
кие кпд секций практически совпадают с принятым политроп-
ным (внутренним) кпд секций, а эксергетический кпд компрес-
сора равен изотермическому кпд, рассчитанному по форму-
ле (7.17).
Относительно высокий эксергетический кпд пневмодвигате-
ля т)" = 0,707 и всей пневмосистемы т£ = 0,305 объясняется зна-
чительным использованием энергии потока (теплоперепада
/?8-/z9) в пневмодвигателе. В рассмотренном примере перепад
давления в пневмодвигателе равен р$1рь = 0,25/0,825 = 0,303.
Отсюда и полученный теплоперепад (Л8 - /г9)= 299,5 - 225 =
= 74,5 кДж/кг при показателе политропы расширения пр = 1,3.
На практике давление в магистральной сети и перед пневмо-
приемником значительно ниже, порядка 0,4-0,5 МПа, соответ-
ственно ниже располагаемый теплоперепад на пневмодвигате-
ле, его эксергетический кпд и как следствие эксергетический
кпд пневмосистемы.
Таблица 7.11
Эксергетический баланс и кпд системы «компрессор-сеть-пневмодвпгатель»
Параметр Расчетная формула Значение
Удельная работа, подведен-
ная к потоку сжатого возду- ха, кДж/кг
по данным характерис- тики компрессора К-250-61-5 10 = W>0= 1460/5,12 285
по данным теплового расчета (см. табл. 7.10) 1 Во = (Л2 — Л|) + (й4 — Л3) + (Лй — Л5) = = (400 - 294,5) + (407 - 310,5) + + (393,5-310,5) 285
Потери эксергии в 1-й сек- ции сжатия, кДж/кг «1 = То(-'2 - -Ч) = 293(6,7403 - 6,6812) 17,3163
Повышение эксергии в 1-й секции, кДж/кг 41 = Л2-Л1 =400-294,5 105,5
Эксергетический кпд 1 -й секции „ _. Trfcl-Sl) , 17,3163 П“' (Л,-Л,) 105,5 0,836
385
Продолжение табл. 7.11
Параметр Расчетная формула Значение
Уменьшение эксергии в 1-м е2 = {h2 - h3) - Tf,(s2 - J3) = (400 - 310,5) -
охладителе, кДж/кг - 293(6,7403 - 6,4972) 18,2717
Эксергетический кпд 1-го „охл 1 ^2 1 18,2717 0,793
охладителя П“‘ /rf-q 105,5—1,3163
Повышение эксергии в 1-й П1 = /е| - («й + е2) = 105,5 - (17,3163 +
ступени, кДж/кг + 18,2717) 69,912
Повышение эксергии во 2-й секции, кДж/кг 1л = 407 -310,5 96,5
Потери эксергии во 2-й сек- ции сжатия, кДж/кг е3 = 293(6,5452 - 6,4972) , 14,064 ’1'" 96,5 14,064
Эксергетический кпд 2-й секции 0,854
Уменьшение эксергии во 2-м охладителе, кДж/кг е4 = (407 - 310,5) - 293(6,5452 - 6,2812) 19,148
Эксергетический кпд 2-го 19,148 0,767
охладителя ' 96,5-14,064
Повышение эксергии во 2-й ступени, кДж/кг П2 = 96,5-(14,064+ 19,148) 63,288
Повышение эксергии в 3-й секции, кДж/кг - 393,5-310,5 83
Потери эксергии в 3-й сек- ции, кДж/кг е5 = 293(6,3481 -6,2812) 19,6017
Эксергетический кпд 3-й сек- , 19,6017 Tl«3= 1 -—— 0.764
ции 83
Уменьшение эксергии в кон- цевом охладителе, кДж/кг Эксергетический кпд конце- вого охладителя е6 = (393,5 - 310,5) - 293(6,3481 - 6,1157) , 14,9068 14,9068 0,753
1“’ 1 83-19,6017
Повышение эксергии в 3-й ступени, кДж/кг П3 = 83 - (19,6017 + 14,9068) 48,4915
Эксергия потока сжатого воздуха, введенного в сеть, кДж/кг Пе = П, + П2 + П3 = 69,912 + 63,288 + + 48,4915 181,6915
Эксергетический кпд ком- прессора , (с1+с2+с3+е4+е5) п“-1 п н0 0,6898
(17,3163 + 18,2717 + 14,064 + 19,148 + 19,6017)
“1 285
Окончание табл. 7.11
Параметр Расчетная формула Значение
Уменьшение эксергии, свя- занное с доохлаждением и «7 = (*7- = (310,5 - 298.5) - 293(6,1157 - 6,0962) 5,2865
гидравлическими потерями в сети, кДж/кг
Потери эксергии, связанные с утечкой в сети (15 % от об- с, = 0,15(П, - с,) = 0,15(165,608 - 5,2865) 24,0482
щего количества сжатого воздуха), кДж/кг Эксергия потока сжатого П„ = П, - (е, + Q) = 181,6915 - (5,2865 +
воздуха перед пневмодвига- телем, кДж/кг +24,0482) 152.3568
Эксергетический кпд сети с Пп 152,3568 Пе 181,6915 0.838
Уменьшение эксергии в <•., = (fe; - Л J - T0(s9 - ,v8) = (225 - 299.5) -
пневмодвигателе, кДж/кг - 293(6,1539 - 6,0962) 57,5939
Уменьшение эксергии в свя- зи с утечками в проточной части двигателя (25 % от расхода), кДж/кг = 0,25-Пп = 0,25-152,3568 38,068
Уменьшение эксергии из-за механических потерь в дви- гателе (виешнемеханичес- кие потери). кДж/кг емех = 0,1-Пп = 0,1-152,3568 15,2357
Общие эксергетические по- тери в пневмодвигателе. е, = е9 + е„ -> = 57,5939 + 38,068 + 15.2357 110.8976
кДж/кг Эксергия потока воздуха на выходе из пневмодвигателя, П„„ = П„ - е„ = 152.3568 - 110,8976 41,4592
кДж/кг Эксергетический кпд пнев- модвигателя (*8"М 299,5-225 0,67
“ (П„-П„ш) 152,3568 - 41,4592
Эксергетический кпд систе- мы «компрессор-сеть-пнев- _сиет (Лв-Л9) 299,5 - 225 0,305
модвигатель» “ (П0-Пвш) 285-41,4592
Глава 34. ОХЛАЖДЕНИЕ КОМПРЕССОРНЫХ УСТАНОВОК
34.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Согласно первому закону термодинамики для потока (1.18)
энергия, подведенная приводным двигателем,
Pi
l„=-jvdp
Pl
расходуется на повышение энтальпии потока (h2 — hx) и на охлажде-
ние <?киеш в многоступенчатых компрессорных установках (прира-
щением кинетической энергии потока можно пренебречь (с2 « q):
4с = (^2 — ^1) {/внеш — Ср(72 {/внеш-
Концевой холодильник или неизолированная сеть значитель-
ной протяженности охлаждает сжатый воздух до температуры Т2
на 10.. .20 град выше температуры окружающей среды Тх и лишь
небольшая часть выделяющегося при сжатии воздуха тепла
ср(Т2 - 7]), составляющая 4-6 % энергии приводного двигателя,
остается в самом сжатом воздухе. Остальная часть энергии отво-
дится системой охлаждения. Работа пневмодвигателя, как это по-
казано при термодинамическом анализе пневмосистемы, произ-
водится за счет энергии, получаемой в виде тепла от окружаю-
щей среды и, таким образом, энергия частично возвращается.
Охлаждение компрессорной установки снижает энергетичес-
кие затраты на сжатие воздуха (см. табл. 7.7), но эта высокока-
чественная энергия (электроэнергия), подведенная на вал ком-
прессора, практически вся рассеивается системой охлаждения в
окружающей среде в виде низкопотенциального тепла.
В задачу энергосбережения, таким образом, входят меропри-
ятия по снижению мощности компрессора путем организации
его эффективного охлаждения, а также по использованию низ-
копотенциального тепла для технологических или иных целей.
342. ПРОМЕЖУТОЧНЫЕ (МЕЖСТУПЕНЧАТЫЕ) ОХЛАДИТЕЛИ
Промежуточное охлаждение в процессе сжатия газа дает
существенный выигрыш в работе (см. р. 6.5, часть 2). Изотер-
388
мический кпд компрессорной установки тем выше, чем мень-
ше средняя в процессе многоступенчатого сжатия температура
воздуха Тт. Если работу политропного сжатия многоступенча-
того компрессора определить через условную изотермичес-
кую работу с некоторой средней температурой процесса сжа-
тия Тт, то
_ 1,„ _ R T,lnz_ Tl
/пол /?Т„1ПЕ Т„’
lm.= fvdp= j ^dp=RT„lm,
(ri (р) р
где £ = рк!рп — степень повышения давления в компрессоре.
Отсюда основной задачей энергосбережения, связанной с
охлаждением воздуха в компрессорных установках, является
снижение средней температуры при возможно меньших поте-
рях при эксплуатации системы охлаждения. Недоохлаждение
воздуха в промежуточных охладителях, например компрессора
К-250-61-1, на 30 °C (см. рис. 6.34, кривая 3) уменьшает изотер-
мический кпд на 6 %; пропорционально этому растет удельный
расход электроэнергии.
Фирма «Нева-Турбо» (г. С.-Петербург) приводит характе-
ристики модернизированного компрессора К-1700 (К 1500-61-1)
(рис. 7.8), полученные на базе статистических данных для сред-
него коэффициента недоохлаждения усред.ГОд = 0,35 (очистка
промежуточных охладителей 1 раз в год) и Усред.год = 0,265
(очистка ежеквартальная). Для чистых охладителей у = 0,19.
Графики показывают, что загрязнение теплообменных по-
верхностей сдвигает характеристики и при у = 0,35 производи-
тельность компрессора (е = 7,5) падает на ДУ = 4,9 %, а удель-
ные энергозатраты возрастают на Д/V = 3,5 %. В этом случае
рост энергопотребления компрессорным агрегатом составля-
ет 2675 000 кВт-ч/год и перерасход предприятия превышает
1,6 млн руб. при стоимости электроэнергии 0,6 руб/(кВт ч).
При ежеквартальной очистке пучков труб усред.год - 0,265 про-
изводительность падает на 2,33 %, а удельные затраты увели-
чиваются на AN - 1,8 %. Соответственно, энергопотребление
составляет величину 1375 000 кВт-ч/год, а перерасход предпри-
ятия - 825 000 руб/год.
389
V
0,45
Рис. 7.8. Изменение коэффициента недоохлаждения промежуточного воздухо-
охладителя компрессора К-1500-61-1 в течение года:
/ — для компрессоров с очисткой пучков промежуточных охладителей 1 раз в год; 2 — с ежеквартальной
очисткой пучков; 3 - для компрессоров с пучками змеевикового типа, = 0,105
Хорошо известно влияние турбулизаторов на процесс соле-
отложения. Фирма «Нева-Турбо» предлагает воздухоохладите-
ли с теплообменной поверхностью змеевикового типа для всех
видов компрессоров (рис. 7.9). При сохраняемом гидравличес-
ком сопротивлении новые воздухоохладители обладают высо-
кими теплотехническими характеристиками (у = 0,105), кото-
рые не деградируют в процессе эксплуатации (см. рис. 7.8).
В специально подобранной геометрии змеевика возникает тур-
булентность воды, препятствующая отложению загрязнений.
Трубки изготовлены из нержавеющей стали. Новые воздухоох-
ладители устанавливаются на место штатных; их стоимость эк-
вивалентна стоимости воздухоохладителей традиционной кон-
струкции.
Процесс солеотложения на теплопередающих поверхностях
снижается, как об этом упоминалось в разделе 30.2, магнитной об-
работкой воды. По этой проблеме следует сказать, что механизм
разрушения накипи ©магниченной водой еще до конца не ясен. Те-
ории самого процесса и научных рекомендаций, которые гаранти-
ровали бы устойчивость и точную воспроизводимость результа-
тов магнитного воздействия на жидкие среды, нет.
Противоречивость отдельных данных объясняют большой
сложностью и малой изученностью самой природы отложения
солей и влиянием чрезвычайно большого количества факторов
на эффект омагничивания (рабочие характеристики, конструк-
ции, материалы магнитных устройств, концентрация примесей,
скорость воды, время обработки и др.). Известно большое коли-
390
б
Рис. 7.9. Воздухоохладитель ком-
прессора К-1500-61-1 с теплооб-
менной поверхностью змеевико-
вого типа (о) и теплообменный
пучок змеевикового типа (б)
1816*
чество конструкций аппара-
тов для магнитной обработ-
ки воды, различающихся
типом магнита (постоянный
либо электромагнит), фор-
мой потока воды (прямоли-
нейная, спиральная), видом
магнитного поля (постоян-
ное, пульсирующее, высо-
кочастотное).
В отечественном ком-
прессоростроении магнит-
ная обработка воды как до-
полнительная опция пока
не применяется, хотя име-
ются примеры ее использо-
вания. Успешно работают
аппараты для магнитной обработки воды на компрессорной
станции Щекинского управления магистральных газопроводов и
на Казанском авиационном заводе им. С.П. Горбунова.
Впервые магнитная обработка воды применена для воз-
душных компрессоров общего назначения 2ВГ и 55В (ком-
прессоры производительностью 100 м3/мин на давление
391
0,9 МПа). Испытывались аппараты производительностью по
воде 30 м3/ч с внешним и внутренним расположением электро-
магнитов, создававших напряженность магнитного поля в по-
токе воды 120 000-135 000 А/м2. Загрязненность водяного
пространства накипью снизилась, но оставалась несколько
больше расчетной. Это объяснялось неравномерным распре-
делением накипи вдоль тракта и явлением «вторичного наки-
пеобразования», характеризующимся тем, что по пути движе-
ния воды частицы накипи успевают укрупниться и не выносят-
ся потоком воды.
Основной упор в борьбе с солеотложениями на теплообмен-
ных пучках компрессорных охладителей переносится на механи-
ческие методы очистки внутренних поверхностей труб. Из раз-
нообразных механических методов хорошо зарекомендовал себя
электрогидроимпулъсный метод очистки. Принцип действия та-
кой очистки внутренних поверхностей труб заключается в том,
что в заполненную водой трубу помещается коаксиальный ка-
белъ, подключенный к источнику электрических импульсов. По-
следний формирует на срезе кабеля высоковольтные электриче-
ские разряды частотой 1-10 Гц, которые создают ударные вол-
ны и гидродинамические потоки, приводящие к разрушению со-
леотложений. При перемещении кабеля вдоль всей длины трубы
происходит ее полная очистка, а разрушенные отложения вы-
мываются наружу проточной водой.
ЗАО «Зевс-технология» (г. Истра) выпустило ряд установок
под общим названием «Зевс», предназначенных для очистки
труб из любых материалов с внутренним диаметром от 7 до
600 мм. По сравнению с другими очистными аппаратами уста-
новки «Зевс» имеют преимущества:
• удаляются отложения любых видов. Очистка полная, до «ме-
талла», что значительно замедляет новое образование накипи;
• возможна очистка труб сложной конструкции, в том числе
спиралевидных;
• очистка производится на месте, без демонтажа оборудования;
• очищаемое оборудование не повреждается, не уменьшается
ресурс его работы.
В целях повышения качества очистки созданы дополнитель-
ные устройства для подачи воды в горизонтальный теплообмен-
ник, механокавитационная установка «Торнадо» для предвари-
тельного засверливания сильно и глухо забитых труб и др.
392
Глава 35. РЕКУПЕРАЦИЯ ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ,
ОТВОДИМОЙ СИСТЕМОЙ ОХЛАЖДЕНИЯ
КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ
Практически вся энергия, потребляемая компрессорной ус-
тановкой, преобразуется в теплоту. Количество энергии, кото-
рое можно рекуперировать, вычисляется по соотношению (7.5)
Эрск = n^/lOOOV трек кВт-ч/год,
где треК - время, в течение которого возможна рекуперация энер-
гии, часов в год.
Стоимость этой энергии равна
Ср.к = ЭреДМт руб/ГОД,
где 5Э - себестоимость электроэнергии, руб/(кВтч); Т]т - кпд ис-
точника тепла.
Во многих случаях можно рекуперировать значительное ко-
личество подведенной к компрессорной установке энергии при
условии, что система охлаждения выполнена тщательно. В каж-
дом случае рекуперации теплоты необходимо учитывать режим
работы компрессорной установки, расстояние до места потреб-
ления тепла, продолжительность потребности в тепловой энер-
гии, конструктивные особенности рекуператора и т. д.
Решающим фактором в этом случае является режим работы
системы охлаждения, так как компрессорная установка не всегда
дает тепло, когда оно требуется, и, возможно, в недостаточном
количестве. Например, компрессор в режимах разгрузки потреб-
ляет меньше мощности и, следовательно, снижает количество от-
водимого системой охлаждения тепла. В переменном режиме ра-
боты компрессорной установки рекуперируемую энергию лучше
использовать как дополнительную для тешюпотребителя. Суще-
ствует также возможность совместной регенерации энергии, по-
ступающей из нескольких технологических процессов.
Теплоснабжение промышленных зданий и сооружений - это
наиболее подходящая и энергоемкая сфера использования тепла
компрессорных установок.
У современных воздухоохлаждаемых компрессоров моно-
блочной компоновки наиболее просто и эффективно использо-
вать нагретый воздух после компрессора без каких-либо тепло-
обменников-утилизаторов. Этот нагретый до 40.. .60 °C воздух в
393
Рис. 7.10. Рекуперация теп-
ловой энергии с воздушным
охаждением
большинстве случаев
выходит через один-
единственный патру-
бок в кожухе компрес-
сорной установки и по-
этому может легко по-
даваться к месту ис-
пользования (рис. 7.10). Например, подобным образом можно
отапливать не только машинный зал компрессорной станции, но
и подавать нагретый воздух через короба в сходные производст-
венные участки, складские помещения и др. Летом тепло, отво-
димое от компрессора, уходит, минуя помещение, через крышу в
атмосферу. Потенциал рекуперации тепловой энергии компрес-
сорной установки показан в табл. 7.12.
Рассмотрим, достаточно ли тепла от работающих компрессо-
ров с воздушным охлаждением для отопления компрессорной
станции в зимнее время.
Пример 7.3. В компрессорной станции установлены четыре
винтовых маслозаполненных компрессора с воздушным охлаж-
дением типа GA 250 «Atlas Сорсо» производительностью
43,7 м3/мин на давление 0,85 МПа и мощность 250 кВт. Возмож-
но использование теплового потока порядка 215 кВт (см.
Таблица 7.12
Потенциал возможного использования тепловой энергии
компрессорной установки
Производитель- | ность компрсссо- | ра, м'/мин Тепловой поток,, кВт Используемая тепловая энергия при 2000 раб. час в год. кВт-ч/год Нефтяной эквивалент, м’/год
6.4 34 68 0Ш 10,0
11,4 51 102 000 15,0
18,7 92 184 000 27,1
27,9 137 274 000 40,3
43,1 215 430 000 63,2
51,3 253 506 000 74,7
69,7 366 732 000 108
83,2 392 784 000 115
124,5 602 1200 000 177
394
табл. 7.12). Одновременно работают три компрессора, один - в
резерве. Габариты моноблочной компрессорной установки
3561/2120/2400, объем = 18 м3. Общий объем, занимаемый толь-
ко компрессорными установками, составляет около 72 м3. Счита-
ем, ориентировочно, что объем помещения компрессорной стан-
ции превышает объем, занимаемый компрессорными установка-
ми, в 40 раз, т. е. равен около 3000 м3. Удельная тепловая харак-
теристика компрессорных станций объемом до 10 тыс. м3 равна
q0 = 0,35-0,4 ккал/(м3-ч-°С) ~ (0,4-0,46) Вт/(м3-°С) (см. главу 28.1,
часть 6). Для поддержания температурного режима в компрес-
сорной станции = 16 °C в зимний период эксплуатации при сред-
ней температуре наружного воздуха t0 = -24 °C (принята для про-
ектирования отопления в средней полосе России) требуется
Сот = <7оКд('в - to} = 0,46-3000[16 - (-24)] = 55,2 кВт.
Располагаемый тепловой поток от трех работающих компрессо-
ров 215x3 = 645 кВт многократно превышает требуемое на отоп-
ление компрессорной станции количество тепла 55,2 кВт, избы-
точное тепло можно передать на отопление соседних производ-
ственных помещений.
Помимо прямого обогрева нагретым воздухом помещений
можно параллельно нагревать воду для горячего водоснабже-
ния. На рис. 7.11 показано схематическое изображение подоб-
ной системы «Thermoduct» фирмы «Boge» [35]. В воздушном
тракте системы установлен теплообменник, в котором подо-
гревается вода примерно на 40 °C, идущая затем на горячее во-
доснабжение в летнее время (после нагрева воды воздух вы-
брасывается в атмосферу). Фирмой «AIup-Kompressoren Gmbh»
для утилизации отходящего тепла воздухоохлаждаемых порш-
невых компрессоров разработано устройство «Alup-air-ther-
то», при помощи которо-
го за 1 ч можно нагреть
воду с 15 до 60 °C. Утили-
зационное устройство —
Рис. 7.11. Система утилизации
тепла воздухоохлаждаемого вин-
тового компрессора:
1 - всасывающий патрубок охлаждающего
воздуха; 2 — компрессор; 3 - выхлопной па-
трубок охлаждающего воздуха; 4 - допол-
нительный вентилятор; 5 - жалюзи; 6 - во-
довоздушный теплообменник; I - подача
теплого воздуха для обшрева помещения;
11 - отвод воздуха в теплое время года
395
компактный теплообменный агрегат - легко подключается к
компрессорам мощностью 11—45 кВт.
Воздушные теплоутилизационные установки служат в каче-
стве либо автономных систем отопления, либо дополнительного
источника тепла для центральных отопительных систем или го-
рячего абжения. Мощности воздухоохлаждаемых ком-
прессе ановок иногда недостаточно для обогрева всех
помещ1 дприятия, да и передача теплоты на значитель-
ное расе.. .е нерентабельна из-за заметных потерь теплоты и
давления в воздушных коммуникациях.
Более широкие возможности утилизации отходящего тепла
имеются при водяном охлаждении компрессоров. Преимущество
таких систем рекуперации — возможность транспорта тепла на
большие расстояния. Предпосылки для рекуперации теплоты
сжатого воздуха в некоторой степени зависят от типа компрес-
сорной установки. Безмасляные компрессоры легко приспосо-
бить для рекуперации тепловой энергии. Компрессор такого ти-
па с водяным охлаждением обеспечивает температуру воды до
90 °C, которую можно добавлять в систему теплоснабжения
предприятия. Если вода используется для ГВ С, то подогретая до
40...60 °C вода обеспечивает лишь добавку, снижающую общую
нагрузку на бойлер (рис. 7.12).
Рекуперация энергии с использованием воды требует более
сложную систему, чем при использовании воздуха. В этом случае
основное оборудование состоит из насосов, теплообменника, ре-
гулирующих клапанов.
В центробежных компрессорах температурные уровни охла-
дителей ниже и поэтому меньше степень рекуперации. Так, в си-
стеме водяного охлаждения по открытому циклу температура
воды не превышает 30 °C, дальнейшее ее увеличение отрица-
тельно сказывается на работе таких компрессоров.
Среди широко применяемых за рубежом способов использо-
вания низкопотенциального тепла в целях теплоснабжения явля-
ется трансформация его с помощью теплового насоса.
Тепловой насос-это холодильная машина, отличающаяся по
принципу работы от обычного холодильника только наличием
специального реверсивного клапана, который может менять на-
правление потока теплоты. И в холодильнике и в тепловом на-
сосе используется обратный цикл тепловой машины. Дело лишь
в интервале температур (7^ - То) осуществления цикла. Тепло-
вые насосы «поднимают» параметры теплоносителя (7'1) на-
396
Рис. 7.12. Схема рекуперации тепловой энергии винтового маслосмазываемого
компрессора с водяным охлаждением. Концевой охладитель с системой регули-
рования встроен в компрессор
столько, что это позволяет использовать теплоту окружающей
среды (То) для отопления или горячего водоснабжения.
Тепловые насосы могут быть паровыми (компрессионными),
абсорбционными и пароструйными. Наиболее распространены
компрессионные насосы, работающие на парах низкокицящИХ
жидкостей, обычно на фреонах.
Принципиальная схема компрессионного теплового Насоса
изображена на рис. 7.13. Допустим, в идеальном цикле использу-
ется теплота воды из системы охлаждения с температурой То.
В испарителе IV вода за счет подвода теплоты qc испаряет Низ-
кокипящий фреон. Компрессор I сжимает пары фреона до тем-
пературы 1\ (60...90 °C), и теплота этого потенциала передается
в конденсаторе II в систему отопления VII. Из конденсатора фре-
он поступает в расширитель III (дроссельный вентиль, детандер),
где в результате падения давления охлаждается до температурЫ
ниже, чем температура источника низкопотенциального тепла, и
снова подается в испаритель. Цикл замыкается. Таким образом,
тепловой насос осуществляет трансформацию тепловой энергии
397
Рис. 7.13. Схема и идеальный цикл в S-, Т-диаграмме теплового насоса:
I - компрессор; II - конденсатор; III - детандер (дроссель); IV - испаритель; V - насос или вентилятор
источника тепла; VI - насос теплоснабжения; VII - потребители тепла.
ab — изоэнтропное сжатие паров хладагента в компрессоре: Ьс - отвод теплоты от хладагента в конден-
саторе; cd- дросселирование хладагента в детандере или вентиле; da- подвод теплоты из окружающей
среды в испарителе
с низкого температурного уровня на более высокий, необходи-
мый потребителю.
В зависимости от направления потока теплоты, осуществля-
емого специальным реверсивным клапаном, различают работу
теплового насоса в режиме подогрева (воздуха или воды) и в ре-
жиме охлаждения (кондиционирования).
Работа теплового насоса в режиме подогрева воды
(рис. 7.14). Низкотемпературной стороной служит испаритель 4.
Вода, циркулирующая по трубопроводу 6, передает свою тепло-
ту холодильному агенту в испарителе 4. Образующийся в испа-
рителе пар после сжатия его в компрессоре 5 передает в свою
очередь теплоту высокого потенциала воде на теплоснабжение в
конденсаторе /. Подвод теплоты от воды к холодильному аген-
ту производится в температурном диапазоне от +4 °C до +32 °C,
но максимальная эффективность обеспечивается при темпера-
турах в диапазоне 20...35 °C, т. е. в температурном диапазоне ох-
лаждаемой воды от компрессора. В таком температурном режи-
ме современные тепловые насосы потребляют электроэнергию
398
Рис. 7.14. Работа теплового насоса в режиме отопления.
Пояснения в тексте
в 3-6 раз меньше величины передаваемой теплоты. Роль дроссе-
ля выполняет клапан 2.
На привод компрессора затрачивается механическая (элект-
рическая) энергия. При наличии низкопотенциального источника
количество теплоты, поставляемой потребителю, в несколько
раз превышает затраты энергии на привод компрессора. Отно-
шение полезного тепла к работе, затрачиваемой на привод ком-
прессора, называют коэффициентом преобразования теплоты.
Коэффициент преобразования (его еще называют отопи-
тельный коэффициент) можно выразить так:
JL (7.24)
qt-q0 (T,-T0)AS Т,-Тв
где q} и <7() - теплота верхнего и нижнего источника соответст-
венно. Из формулы видно, что теоретически (р зависит от разно-
сти температур (Т, - То).
Типичные зависимости идеального и реального коэффици-
ентов преобразования теплового насоса от температуры конден-
сатора и испарителя приведены на рис. 7.15. Видно, например,
что при температуре испарителя на уровне О °C и температуре
конденсатора на уровне 60 °C коэффициент преобразования ре-
альной установки достигает 3,0. С увеличением температуры ис-
точника низкопотенциального тепла и(или) с уменьшением тем-
пературы, необходимой потребителю, коэффициент преобразо-
вания возрастает и может достигать 4,5 и больших значений.
Среднегодовые коэффициенты преобразования теплонасос-
ных установок для Западно-Сибирского региона (отопительный
период 5448 ч) в зависимости от температуры низкопотенциаль-
ного источника такие, °C: 5; 10; 15; 20; 25; 30; 35; 40; (р среднего-
довой 3,6; 4,1; 4,6; 5,3; 5,9; 6,6; 7,2; 7,9 соответственно.
399
Рис. 7.15. Идеальный (<рпд) и действи-
тельный (<рд) коэффициент преобразо-
вания теплового насоса в зависимости
от температур в испарителе /0 и кон-
денсаторе /]
Компрессорная установка
К-250-61-5 мощностью 1,6 МВт
отдает двумя промежуточными
охладителями охлаждающей во-
де около 1 Гкал/ч (1,16 МВт)
тепла с температурой 20.. .35 °C.
При одинаковой теплопроизво-
дительности, например 1 Гкал/ч
(1,16 МВт), удельная экономия
топлива при использовании теплонасосной станции (ТНС) соста-
вит по сравнению с электроотплением 0,277-0,335 т у.т.; с котель-
ной на каменном угле (кпд = 0,65) 0,113-0,121 т у.т.; с котельной
на природном газе (кпд = 0,8) 0,072-0,130 т у.т., где первое значе-
ние относится к использованию в теплонасосе низкопотенциаль-
ного источника тепла с температурой 5 °C, второе - с температу-
рой 40 °C.
Опыт эксплуатации ТНС в России показал, что из-за боль-
шой продолжительности отопительного периода по сравнению,
например, с Западной Европой, а также значительно более ост-
рой проблемой транспорта топлива экономическая эффектив-
ность применения ТНС в России больше, чем в других странах.
Следует еще раз подчеркнуть, что тепловой насос тратит энер-
гию не на выработку тепла как электрообогреватель, а только на
перемещение фреона по системе. Основная же часть тепла переда-
ется потребителю от низкопотенциального источника. Этим и
объясняется малая себестоимость тепла от теплового насоса.
Существует много проектов использования теплонасосных ус-
тановок (ТНУ) в промышленности, на станциях очистки город-
ских сточных вод и т. д. ТНУ целесообразно использовать при по-
стоянном источнике низкопотенциального тепла и малом тепло-
подъеме (1\ - То). Это возможно, например, для системы ГВС, ес-
ли есть тепло с температурой 20...40 °C, тогда ТНУ будут конку-
рировать по приведенным затратам и по энергетическим показа-
телям с высокоэкономичными котельными установками. Всю
отопительную нагрузку покрывать за счет ТНУ невыгодно: мак-
симум тепловой нагрузки примерно в 2 раза превышает среднесе-
400
Рис. 7.16. Принципиальная схема станции теплоснабжения:
I - испаритель; П - компрессор; III - конденсатор; IV - дроссель; V - электропривод компрессора; VI -
пиковая котельная; VII - сетевой насос; VDI - тепловая сеть; IX - нагревательный прибор; X - водоводя-
ные теплообменники горячего водоснабжения; XI - водоразборный кран; XII - тепловой потребитель
зонную, требует максимального теплоподъема и совпадает с мак-
симумом потребления электроэнергии в энергосистеме. Поэтому
сочетают использование ТНУ и пиковой отопительной котель-
ной. ТНУ несет базовую нагрузку, а в период максимума потреб-
ления тепла подключается котельная (рис. 7.16,7.17).
Передача пиковой нагрузки котельной выгодна, так как
удельные капитальные вложения в единицу мощности ТНУ в
6-8 раз выше, чем в единицу мощности пиковой котельной. В пе-
риод уменьшения тепловой нагрузки снижается и необходимый
теплоподъем ТНУ, т. е. уменьшается расход электроэнергии.
Практическое использование ТНУ в России на сегодняшний
день невелико, общая тепловая мощность всех теплонасосных
установок в России составляет порядка 100 МВт, а их количест-
во не превышает 150 образцов. По данным одного из российских
производителей и поставщиков тепловых насосов ЗАО «Энер-
гия» (г. Новосибирск), за последние десять лет ими было произ-
ведено и запущено около 70 ТНУ суммарной тепловой мощнос-
тью более 40 МВт (табл. 7.13). Одним из основных препятствий
на пути внедрения теплонасосной техники, несмотря на под-
401
Рис. 7.17. Распределение тепловой нагрузки между теплонасосной установкой
и пиковой котельной:
а — график температур; б — график тепловой нагрузки; в - годовой отпуск теплоты; Тъ Гт, Г1-
текгпература воды в обратной линии, после теплонасосной установки и после пиковой котельной;
Сгиу> Слг - тепловые нагрузки теплонасосной установки и пиковой котельной
твержденную опытом эксплуатации экономическую и энергети-
ческую эффективность, является продолжающаяся газификация
при сохранении достаточно низкой стоимости природного газа.
Отделом энергосберегающих технологий и природоохранно-
го оборудования МНИИЭКО в 1988 г. впервые была разработа-
на и внедрена технология утилизации теплоты оборотной воды
компрессоров на шахте «Ключевская» ПО «Кизелуголь» (Перм-
ская обл.) с применением тепловых насосов.
Московский завод «Компрессор» на базе передвижной холо-
дильной установки ПХУ-50 изготовил два агрегата, предназна-
ченные для работы в режиме теплового насоса. В 1990 г. эти аг-
регаты были смонтированы в здании компрессорной станции
шахты «Ключевская» в целях охлаждения сжатого воздуха и
утилизации теплоты оборотной воды. Испытания и эксплуата-
ция подтвердили экономическую целесообразность утилизации
Таблица 7.13
Характеристики некоторых ТНС ЗАО «Энергия»
Характеристика НТ-500 НТ-1000 НТ-3000
Теплопроизводительность, кВт ввод источника 12 °C 455,3 905,2 18Ю.5
ввод источника 25 °C 685,4 1358 2716,4
Потребляемая электрическая мощность, кВт ввод источника 12 °C 149,7 297,3 595,4
ввод источника 25 °C 161,4 315 630
402
сбрасываемой теплоты компрессорных установок. По результа-
там измерений установлено, что на 1 кВт-ч электроэнергии, за-
траченной на привод теплового насоса, получено 3,5 кВт-ч экви-
валентной тепловой энергии. Кроме того, значительно улучши-
лись условия охлаждения компрессоров и тепловой режим их
эксплуатации, а из системы оборотного водоснабжения была
полностью исключена градирня.
Глава 36. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ
ПРОИЗВОДСТВА СЖАТОГО ВОЗДУХА
36.1. ОБОСНОВАНИЕ СРОКОВ ЭКСПЛУАТАЦИИ ОБОРУДОВАНИЯ
В настоящее время большинство предприятий имеют сис-
темы воздухоснабжения, основу которых составляют компрес-
сорные установки, отработавшие нормативный срок эксплуа-
тации. Для некоторых предприятий их число превышает 50 %
от всего парка оборудования. По данным ОАО «Дальэнерго-
маш», нормативный срок эксплуатации центробежных ком-
прессоров К-250 и К-500 составляет 30 лет, а для их приво-
да СТД-1600 и СТД-3150 — 20 лет. Но для такого ответственно-
го дополнительного оборудования, как промежуточные охла-
дители, работа которых напрямую связана с тепловым режи-
мом компрессора и его эффективностью, никаких норматив-
ных сроков нет. По-видимому, считается, что промежуточные
охладители тоже могут работать 30 лет, если соблюдаются
нормы по качеству воды. Однако, как показывает практика,
даже при соблюдении норм качества охлаждающей воды про-
исходит постепенное засоление внутренних поверхностей тру-
бок, особенно их первых по ходу горячего воздуха рядов и
обесцинкование (см. подробнее р. 30.6, часть 6). В таких усло-
виях повышается риск возникновения отказов, увеличиваются
затраты на эксплуатацию.
Уровень прироста затрат определяется как техническими,
так и экономическими факторами: проведением дополнитель-
ных ремонтов, изменением режима работы, разницей в стоимос-
ти нового оборудования н восстановления старого, экономично-
сти их эксплуатации и др. Как показывает реальная ситуация,
компрессорные установки могут эксплуатироваться гораздо
дольше нормативного срока службы. Наиболее яркий пример —
поршневой компрессор как виртуально вечная машина. Во вре-
403
мя обслуживания «организм» воздушного поршневого компрес-
сора обновляется, как и организм человека, и единственный эле-
мент, который обычно не заменяется, — несущая рама. Все ос-
тальное — поршневые кольца, поршни, цилиндры, особенно кла-
паны и даже двигатель, в определенном смысле, расходные ма-
териалы. К удивлению автора, на одном из промышленных
предприятий Уральского региона обнаружился в эксплуатации
компрессор (неизвестно какого года выпуска), но полученный
по «лэнд-лизу» во время Второй мировой войны.
Обоснование сроков эксплуатации компрессорных устано-
вок — важный аспект обеспечения надежности, безопасности и
экономичности их работы.
В основу методики обоснования сверхнормативных сроков
эксплуатации энергооборудования (ЭО) положена математичес-
кая модель изменения затрат во времени, учитывающая исчер-
пание технического ресурса [30]. Эта методика может быть при-
менена и к оборудованию, для которого нормативный срок экс-
плуатации не определен.
Выбор варианта замены или продления срока службы ЭО
осуществляется по критерию минимума среднегодовых затрат.
Для варианта продления срока службы
Z|=(₽‘“71)с"+цУ1+аЛ’“" “'I’ (725)
для варианта замены
= (1 — уДСн + ZOTC1SI], (7.26)
где а,- - коэффициент, учитывающий ежегодный относительный
прирост затрат за счет одного из технических факторов j; Zo =
~ const — ежегодные ремонтно-эксплуатационные затраты за
нормативный срок эксплуатации; ТСВ11 - сверхнормативный срок
эксплуатации; — доля стоимости восстановления от стоимости
нового оборудования; Сн — стоимость нового оборудования; Yj —
доля остаточной стоимости ЭО, отработавшего нормативный и
сверхнормативный сроки эксплуатации, от стоимости нового;
у2 — доля остаточной стоимости ЭО, отработавшего свой норма-
тивный срок, от стоимости нового.
На рис. 7.18 приведены зависимости/] и^ от сверхнорматив-
ного срока эксплуатации для следующих данных: Zo = 1000 у.е..
404
Сн = 10000 у.е., рс = 0,7, Yi = у2 = 0,2. Точки пересечения зависимо-
сти Z2 (формула (7.25)), как вариант замены ЭО и множества за-
висимостей Zi как вариант продления срока службы показаны
для разных значений а. Точка пересечения двух кривых опреде-
ляет предельный сверхнормативный срок службы ЭО - до
которого экономически и технически целесообразно осуществ-
лять его эксплуатацию. Выше срока Тпред ЭО лучше заменить на
новое, но не восстанавливать.
Формулы (7.25) и (7.26) не учитывают изменение затрат с те-
чением времени (дисконтирования затрат), но в таком уточнении
нет особой необходимости, поскольку ряд коэффициентов ц, рс
и Y] 2 также достаточно неопределенны, так как зависят от тех-
нических условий, изменяющихся ежегодно (числа внеплановых
ремонтов, стоимости заменяемых деталей и др.).
Применим данную методику для оценки предельного срока
эксплуатации промежуточных охладителей компрессора К-250.
Сверхнормативный срок охладителей считаем с момента вво-
да их в эксплуатацию. Стоимость двух новых промежуточных ох-
ладителей ZH = 700 000 руб.; ежегодные ремонтно-эксплуатацион-
ные затраты (демонтаж + чистка внутренних поверхностей тепло-
Рис. 7.18. Зависимости 7Л н 7^ от сверхнормативного срока службы при а = 2; 4;
6; 8 и Ю %
405
обменных трубок + установка на место) Zo = 100 000 руб.; доля
стоимости восстановления от стоимости нового охладителя
рс = 0,8; доля остаточной стоимости охладителя, отработавшего
свой срок до капитального ремонта, = 0,4 (40 % - цена кор-
пуса охладителя без теплообменного пучка). Перечисленные дан-
ные в конкретном случае эксплуатации уточняются. Особую
оценку требует коэффициент ау-. За основной фактор, учитываю-
щий относительный прирост затрат, можно считать относитель-
ный перерасход электроэнергии вследствие недоохлаждения воз-
духа после промежуточного охладителя. В разделе 30.6, часть 6,
показано, что недоохлаждение воздуха в промежуточных охлади-
телях компрессора К-250-61-1 на 40 град снижает изотермический
кпд на 6 %. Напомним, что, согласно «Правилам технической экс-
плуатации воздушных компрессорных станций» п. 3.3.11, «недоох-
лаждение воздуха в промежуточных воздухоохладителях не долж-
но превышать 12 °C после его очистки и 18 °C в период эксплуа-
тации». Но как показывает практика, имеются многочисленные
примеры недоохлаждения на 60 град и более.
Недоохлаждение воздуха после промежуточных охладителей
не только снижает изотермический кпд компрессора, но и про-
порционально увеличивает удельный расход электроэнергии
(см. формулу (7.3)). Таким образом, можно считать, что ежегод-
ный относительный прирост затрат за счет неудовлетворитель-
ной работы промежуточных охладителей а,- напрямую связан с
относительным перерасходом электроэнергии пе, т. е. а; =
Отсюда, например, а, = 0,06 при недоохлаждении воздуха в про-
межуточных охладителях на 40 град.
На рис 7.19 показаны за-
висимости Zj и Zj для раз-
ных значений а7.Точки
пересечения этих кривых
определяют предельный
срок эксплуатации проме-
жуточных охладителей от
3,5 до 6 лет при условии
ежегодной очистки теп-
лообменного пучка труб.
Рис. 7.19. Зависимость предель-
ного срока эксплуатации про-
0 2 4 6 межуточных холодильников
Сверхнормативный срок службы, год компрессора К-250
406
36.2. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРОИЗВОДСТВА
СЖАТОГО ВОЗДУХА КОМПРЕССОРАМИ К-250 И К-500
В настоящее время большинство крупных предприятий име-
ет системы воздухоснабжения, основу которых составляют цен-
тробежные компрессоры К-250 и К-500 различных модифика-
ций. Доля компрессорных станций в энергобалансе предприятий
достигает 20-30 %, и только в Уральском регионе эксплуатиру-
ется несколько сотен компрессоров указанных конструкций.
Линейка однотипных машин проекта середины 50-х годов
прошлого столетия К-250, К-350, К-500 и К-1500 периодически
модернизировалась в целях повышения эффективности произ-
водства сжатого воздуха, но система автоматического регулиро-
вания давления и управления компрессорами практически оста-
валась прежней. Идеология, заложенная в конструкцию этих ма-
шин, предполагала их непрерывную работу в базовом режиме,
что позволяло упростить систему непрерывного регулирования
УКАС самих компрессоров. В «доперестроечный» период нара-
щивания производства и трехсменный режим работы предприя-
тий позволял эксплуатировать крупные компрессоры с неэконо-
мичной и практически недееспособной системой разгрузки дрос-
селированием на всасывании; при сокращении потребности в
сжатом воздухе можно было открыть и сбросить избыток возду-
ха в атмосферу через антипомпажный клапан.
После «перестройки» картина потребления сжатого воздуха
на предприятиях резко изменилась: многие цеха и участки рабо-
тают в одну илн в две смены, повысились требования к качеству
воздуха (отсюда периодические продувки цеховых сетей для уда-
ления влаги), к тому же стоимость энергоносителей перманентно
растет, что увеличивает общие затраты на производство сжатого
воздуха. В этих условиях автоматическая система управления
процессом производства сжатого воздуха становится актуальной,
и представляется целесообразным рассмотреть вопросы внедре-
ния некоторых уже наработанных решений в этой области.
Модернизация системы регулирования. Существующая систе-
ма автоматического регулирования давления компрессоров К-
250 (УКАС) оказалась неработоспособной из-за конструктивных
недоработок и отсутствия специализированной организации по ее
наладке. К тому же управление дроссельной заслонкой на всасы-
вании и антипомпажным клапаном производится исполнительны-
ми механизмами типа МЭО с низким быстродействием, замедляя
реакцию системы регулирования на дестабилизирующее воздей-
407
ствие. На компрессорных станциях предприятий, например
Уральского региона, очень редки случаи отлаженной системы
УКАС, и в большинстве своем давление регулируется вручную.
Но даже если система УКАС работоспособна, все равно при рабо-
те в режиме регулирования амплитуда колебаний давления в на-
гнетательном трубопроводе составляет не менее 0,08 МПа.
Типичная диаграмма ручного регулирования давления 0,6 МПа
на одной из компрессорных станций показана на рис. 7.20.
Диапазон регулирования компрессора дроссельной заслонкой
или поворотным направляющим аппаратом на линии всасывания
ограничивается границей зоны помпажа. Положение ее может
существенно изменяться в зависимости от технического состоя-
ния компрессора, а также атмосферного воздуха, поступающего
в компрессор, главным образом от температуры воздуха. Чтобы
обезопасить компрессор от входа в помпаж, особенно при резких
колебаниях потребления сжатого воздуха, изготовители ограни-
чивают глубину разгрузки компрессора до 60-70 % от номиналь-
ной производительности. Например, для компрессоров К-250, К-
500, согласно инструкции ОАО «Дальэнергомаш», дроссельная
заслонка не может быть открыта менее чем на 22 град. На ряде
компрессорных станций угол открытия дроссельной заслонки ог-
раничивают 30 и более град. Если потребление сжатого воздуха
снижается за границу регулирования производительности, то из-
быток воздуха сбрасывается в атмосферу через антипомпажный
клапан. Поэтому задачей модернизации системы регулирования
является отслеживание положения рабочей точки компрессора
относительно границы зоны помпажа таким образом, чтобы при
движении рабочей точки в зону малых расходов максимально
приблизить ее к границе помпажа, не открывая антипомпажный
клапан. Тогда предельный угол открытия дроссельной заслонки
может быть ниже регламентируемых 22 град.
Для того чтобы обеспечить расширение рабочей зоны регу-
лирования компрессора, необходимо:
• иметь быстродействующие электроприводы дроссельной
заслонки и антипомпажного клапана;
• измерять давление и температуру атмосферного воздуха;
• измерять расход воздуха на всасе и давление воздуха на на-
гнетании компрессора и определять, таким образом, рабочую
точку компрессора;
• отслеживать скорость и направление движения рабочей
точки относительно положения границы зоны помпажа.
408
АРМ ОГЭ «Воздух сжатый»__________________________Время: 10.05.2003 5:49:40
Воздух I емпература воздух», *С Давление воздуха, кгс/см1 Расход воздуха, м3/ч
СВ___________41,9____________7J___________2 042,9
ОСВ 1 _______31,7_______6,8_______________8 716,0
ОСВ 2 31,6 6,6 0,0
Замена существующих исполнительных механизмов дрос-
сельной заслонки и антипомпажного клапана компрессора К-250
и К-500 на быстродействующие электроприводы с интеграцией
системы автоматического регулирования давления в современ-
ную систему управления компрессором позволит более точно
поддерживать требуемое давление в сети. Например, замена су-
ществующего двухпозиционного реле давления на аналоговый
преобразователь давления и быстродействующую электронную
систему регулирования, обеспечит своевременное закрытие и
открытие дроссельной заслонки с автоматическим учетом ско-
рости приближения рабочей точки к границе помпажа. Послед-
нее гарантирует работу компрессора с углом открытия дрос-
сельной заслонки до 15°, т. е. расширит зону снижения произво-
дительности без каких-либо изменений конструкции регулирую-
щего узла. В целом, это надежное регулирование давления в пре-
делах ±0,02 МПа.
Система автоматического управления может быть построена
на базе высоконадежного цифрового программируемого логи-
ческого контроллера (ПЛК) производства корпорации OMRON
(Япония) серии CJ1М.
Для сокращения длины соединительных кабелей от распре-
деленных первичных преобразователей применяется промыш-
ленная сеть DeviceNet. Значения физических величин, преобра-
зованных первичными приборами в электрическую форму, по-
ступают на входы терминалов, располагающихся в непосредст-
венной близости. Далее эти значения преобразуются в цифро-
вую форму и передаются в контроллер для обработки по сети.
Подобное решение позволит упростить модернизацию системы
управления, так как отпадает необходимость предварительного
демонтажа существующей системы.
Перевод компрессора в режимы иагрузка/разгрузка и
пуск/остановка. Как правило, этому режиму предшествует изме-
нение производительности дросселированием потока на всасы-
вании или закруткой потока направляющим аппаратом перед ра-
бочим колесом.
После разгрузки компрессора 60-70 % от номинальной про-
изводительности впускной воздухопровод перекрывается регу-
лирующим органом с одновременным открытием выпускного
клапана. Небольшой поток воздуха, проходящий через неплот-
ности в дроссельной заслонке (направляющем аппарате) или че-
рез специальные отверстия в них, вентилирует проточную часть
410
компрессора и затем стравливается в атмосферу. Важно, чтобы
сброс давления совершался быстро и транзитный поток был не-
большим во избежание излишних энергопотерь от работы под
нагрузкой к разгрузке. Проточная часть компрессора работает
под разряжением и при низком противодавлении (см. рис. 2.42)
потребление энергии не превышает 20-30 % от номинальной
мощности (заштрихованная площадь на индикаторной диаграм-
ме). Такой системой регулирования оборудуются все зарубеж-
ные турбокомпрессоры общего назначения (режим работы на-
зывается «Auto Dual») и отечественные машины ТКА номиналь-
ной производительности 80, 130 и 250 м3/мин - производитель
ОАО «Дальэнергомаш».
В компрессорной станции ракетно-космического завода
ФГУП «ГКНПЦ им. Хруничева» произведена модернизация уз-
ла регулирования системы УКАС на компрессоре К-250-61-2.
После усиления всасывающего патрубка дроссельная заслонка
полностью перекрывается, абсолютное давление перед первой
ступенью достигает 0,046 МПа (0,48 атм), а потребляемая мощ-
ность становится менее 50 % от номинальной. Таким образом,
преодолен существенный этап к переводу действующих ком-
прессоров К-250 и К-500 на режим нагрузка/разгрузка, но для
этого необходима предварительная модернизация системы регу-
лирования процессом производства сжатого воздуха.
Регулирование компрессора способом нагрузка/разгрузка
экономичнее, чем дросселирование на всасывании, но уступает
способу пуск/остановка, так как на холостом ходу (разгрузка)
потребляется до 20 % номинальной мощности на валу, и к тому
же резко снижается кпд электродвигателя. Поэтому время рабо-
ты на холостом ходу ограничивается, и затем компрессор оста-
навливается.
Глубокое дросселирование существенно облегчает пуск ком-
прессора. Несмотря на малую продолжительность (около 15 с),
пуск оказывает существенное влияние на ресурс компрессорного
агрегата. Связано это прежде всего со значительным пусковым
моментом и с прохождением компрессора через зону резонансных
механических колебаний. Во время пуска наблюдается сильный
износ подшипников, уплотнений и зубчатых пар редуктора. Значи-
тельные пусковые токи в момент разворота электродвигателя
большой мощности и интенсивный износ подключенного к нему
компрессора от резкого разгона ротора ограничивают число пус-
ков компрессорных агрегатов К-250 и К-500 (не более 60 в год).
411
Снижение нагрузки на рабочие колеса компрессора благода-
ря глубокому регулированию облегчает режим пуска и уменьша-
ет потери ресурса на каждый цикл пуск/остановка с 50 до 15 ч.
Внедрение глубокого дросселирования позволит осуществлять
ежедневные пуск/остановку компрессора без потерь ресурса.
Чтобы добиться минимального энергопотребления в режиме
глубокого дросселирования, необходимо по возможности умень-
шить зазоры в дроссельном узле и усилить всасывающий патру-
бок от дроссельного узла до овального всасывающего патрубка,
а в системе автоматического управления разработать алгоритм
ввода компрессора в режим нагрузки и вывода из него. Перевод
компрессора в режим регулирования дроссельной заслонкой +
нагрузка/разгрузка (глубокое дросселирование) + пуск/останов-
ка целесообразно делать там, где производство сжатого воздуха
носит резко переменный характер. Автоматическое управление
компрессором позволяет организовать централизованное управ-
ление группой компрессорных агрегатов, о чем подробно изло-
жено в главе 13.4, ч. 2.
Расчет экономического эффекта от модернизации системы
регулирования производительности компрессора К-250-61-5 по-
кажем на следующем примере.
Пример 7.4. Компрессор К-250-61-5 работает на сеть с давле-
нием 0,55 МПа. Из диаграммы давлений следует, что превыше-
ние давления при ручном регулировании производительности в
среднем равно 0,07 МПа. Приняв превышение давления
0,02 МПа при автоматическом регулировании, получим сниже-
ние давления на 0,05 МПа, или на 9,1 %. Если повышение давле-
ния на 1 % сопровождается общим перерасходом энергии на
1,25 % (см. раздел 10.2, ч. 2), то в нашем случае перерасход энер-
гии равен примерно 11,4 % и за год работы компрессора энерго-
потери достигает
250-60-8760-0,104-0,114 = 1,558 млн кВтч/год,
или в денежном выражении 1,558-1,0 = 1,558 млн руб/год.
В расчете принят удельный расход электроэнергии на вы-
работку сжатого воздуха 0,104 кВт-ч/м3, стоимость электро-
энергии 1,0 руб/(кВтч). В режимах регулирования нагруз-
ка/разгрузка и пуск/остановка экономия энергии будет боль-
ше, так как в первом случае компрессор расходует до 30 % от
номинальной мощности, а во втором случае вообще энергию
не потребляет.
412
В настоящее время изложенную программу по автоматиза-
ции компрессоров К-250 и К-500 предлагают для внедрения ком-
пания «Токе Софт» с заводом ОАО «Дальэнергомаш» и ЗАО
«Уралтехмаркет» (г. Екатеринбург).
36.3. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРОИЗВОДСТВА
СЖАТОГО ВОЗДУХА ПОРШНЕВЫМИ КОМПРЕССОРАМИ
ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
Наряду с центробежными компрессорами на российских
предприятиях применяются поршневые, из которых основную
роль в воздухоснабжении выполняют оппозитные компрессоры
4ВМ10-100/8 и 2BMI0-50/8 ОАО «Пензкомпрессормаш». Регу-
лирование производительности компрессора 4ВМ10-100/8 осу-
ществляется путем перепуска воздуха из рабочих полостей ци-
линдров во всасывающие полости с помощью установленных в
цилиндрах перепускных клапанов (см. рис. 2.43).
Однако, как показала практика, регуляторы производи-
тельности показали себя весьма неработоспособными устрой-
ствами. Самым ненадежным элементом в перепускных клапа-
нах оказалась диафрагма, резинотканевый материал которой
плохо противостоит температурным условиям и нагрузкам.
Быстрому износу диафрагмы способствовали грубо обработан-
ные поверхности металла, соприкасающиеся с ней. На одной из
компрессорных станций Уральского региона [7] перепускные
клапаны были приведены в работоспособное состояние — их де-
тали с острыми заусенцами отшлифовали и подобрали матери-
ал для диафрагм, способный работать достаточно долго. Таким
материалом стала армированная тканью термостойкая листо-
вая резина толщиной 3 мм (ТУМХП 233-54Р). Автоматическая
схема управления также была модернизирована и приведена в
рабочее состояние.
Недостаточная надежность самодействующих клапанов яв-
ляется другой причиной нарушения теплового режима, сниже-
ния производительности компрессора и увеличения удельного
расхода электроэнергии. В условиях эксплуатации важно опре-
делить начало разгерметизации клапана вследствие частичной
или полной поломки одной или нескольких пластин. Это дает
возможность заменить его во время ближайшей плановой или
срочной остановки компрессора.
413
В промышленных условиях неплохо зарекомендовала себя
температурная диагностика клапанов, которая внедрена на
компрессорах 4ВМ10-100/8.
Предварительные результаты были получены на прямоточ-
ных клапанах воздушного поршневого компрессора ВП-10/8.
Здесь было установлено, что допустимая степень разгерметиза-
ции клапана, представляющая собой отношение площадей сече-
ния зазора и щели клапана, равна 0,12. Было показано, что одина-
ковая негерметичность всасывающих и нагнетательных клапанов
вызывает различное повышение температуры в полости: полость
нагнетательного клапана менее чувствительна к нарушению гер-
метичности, чем полость всасывающего клапана. При степени
разгерметизации 0,12 допустимое изменение температуры газа на
линии всасывания цилиндров I и II ступеней сжатия не превышает
20 °C, а на линии нагнетания не превышает 7 °C (рис. 7.21).
Для измерения температур воздуха в крышках клапанных
полостей нарезается резьба под датчики. В полостях нагнетания
установлены платиновые термометры сопротивления типа
ТСП-753, фиксирующие температуру в пределах 0.. .200 °C: в ка-
честве вторичного прибора применен автоматический самопи-
шущий мост МСР 1-120. В полостях всасывания установлены
термометры сопротивления (R = 53 Ом), фиксирующие темпера-
туру в пределах О... 100 °C; вторичным прибором служит автома-
тический мост КСМ-3.
Экспериментальная проверка на действующем компрессоре
4ВМ10-100/8 при давлении 0,6...0,8 МПа подтвердила, что при
414
допустимой степени разгерметизации, равной 0,12, повышение
температуры газа во всасывающей полости цилиндров составля-
ет 20 °C, а в нагнетательной 10 °C (см. рис. 7.21). Эти данные
практически совпали с результатами испытаний компрессора
ВП-10/8, что позволило сделать вывод о надежности темпера-
турной диагностики клапанов.
36.4. ИЗМЕРЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
Производительность является одним из важнейших парамет-
ров, характеризующих работу компрессорной установки. Кон-
троль производительности позволяет судить об эффективности
работы компрессора. По данным о производительности, наряду
с контролем затрат электрической энергии определяют удель-
ный расход электроэнергии на учетную единицу выработки сжа-
того воздуха (как правило, это 1000 м3 воздуха, приведенного к
нормальным условиям). Контроль расхода на линиях разбора
сжатого воздуха потребителями обязателен: он позволяет свес-
ти баланс выработки и потребления сжатого воздуха и выявить
неконтролируемый отбор его.
Из большого числа известных способов контроля расхода
газа в условиях работы пневмосистемы наибольшее распрост-
ранение получило измерение переменного перепада давления
на дроссельной диафрагме. Этот метод основан на известной
зависимости между скоростью движения потока в трубопрово-
де (а следовательно, при известном сечении последнего, расхо-
дом измеряемой среды) и перепадом давления на дроссельном
устройстве типа сопла, диафрагмы и др. Последние рассчиты-
ваются в соответствии с «Правилами РД 50-213-80 измерения
расхода газов и жидкостей стандартными сужающими устрой-
ствами». Замер производительности центробежных компрессо-
ров не вызывает проблем, так как они комплектуются готовы-
ми дроссельными диафрагмами или соплами Вентури на линии
всасывания. Однако здесь необходимо помнить, что часть сжа-
того воздуха после компрессора теряется через думмис вслед-
ствие износа его уплотнений и значительная часть может быть
выпущена персоналом через пусковой или антипомпажный
клапаны для разгрузки компрессора при недееспособной систе-
ме регулирования. Небаланс между поступающим воздухом в
компрессор и в нагнетательный коллектор может достигать
15 % и выше.
415
Особенность измерения расхода воздуха в поршневых и, от-
части, у винтовых компрессоров состоит в том, что давление и
расход воздуха на измерительном участке периодически изме-
няются с частотой выталкивания газа из цилиндров компрессо-
ра. Амплитуда пульсации потока имеет максимальное значение
непосредственно у штуцера (выхлопного патрубка) компрессо-
ра. Пульсации потока вызывают колебания показаний дифма-
нометра, в результате чего измеряемый расход будет выше
действительного. Отклонение показаний прибора от действи-
тельного расхода определяется критерием успокоения (крите-
рием Ходжсона):
V^f^P
Кр ' Рср
где VTp - объем трубопровода, аппаратуры и других емкостей от
штуцера компрессора до диафрагмы, м5;/- частота пульсации,
1/с, для компрессоров простого действия она равна числу оборо-
тов в секунду, для компрессоров двойного действия - удвоенному
числу оборотов в секунду; ДР - потеря давления в трубопроводе
от штуцера до диафрагмы и в самом дроссельном устройстве, Па;
определяется по средней скорости, соотвествующей среднему
расходу (средней производительности компрессора) м3/с; рср —
среднее давление перед дроссельным устройством, Па.
В зависимости от критерия успокоения Но и коэффициента
времени расхода по графику (рис. 7.22) находят среднеквадра-
тичную погрешность при измерении расхода пульсирующего по-
тока. Коэффициент времени расхо-
да So равен отношению времени по-
дачи ТЛ к полному периоду т0 работы
компрессора, So = ts/t0, или отноше-
нию хода выталкивания ко всему хо-
ду поршня. Последнее равно в свою
очередь отношению объема вытал-
киваемого воздуха к объему, описы-
Рис. 7.22. Значение среднеквадратичной по-
грешности прп измерении расхода пульсиру-
ющего потока в зависимости от критерия ус-
покоения Но и коэффициента времени
расхода So
416
ваемому поршнем последней ступени; эти объемы прямо пропор-
циональны соответствующим удельным объемам воздуха.
Пусть на входе в цилиндр второй ступени поршневого ком-
прессора воздух имеет давление р} - 0,27 МПа и температуру
Tj = 315 К (42 °C), а на выходе р2 = 0,65 МПа и Т2 = 420 К (147 °C).
Удельный объем воздуха, поступающего в цилиндр второй сту-
пени по уравнению состояния.
R Tl _ 287-315
Pi ~ 0,27-106
= 0,335 м3/кг,
а на выходе из второй ступени
v2 = 287-420/0,65-106 = 0,185 м3/кг.
Тогда коэффициент времени расхода
So = ^-100 % = 5^.100 = 55,2 %.
0,335
Если дроссельный прибор (диафрагму, сопло) поставить на
трубопроводе сразу за штуцером, то из-за малой емкости трубо-
провода от компрессора до дроссельного устройства ошибка в оп-
ределении расхода окажется значительной. Так, для компрессора
двойного действия 4ВМ10-100/8 v0 = 100 м3/мин, п = 500 об/мин
при рср = 0,65 МПа, ДР = 10 кПа и промежуточной емкости =
= 1,0 м3 критерий успокоения имеет следующую величину:
1,0-8,33-2-104
1,666-0,65-106
= 0,153.
Ошибка в определении расхода (при So = 55,2 %) составит око-
ло 12 % (см. рис. 7.22). В случае установки дроссельного уст-
ройства на трубопроводе после воздухосборника объемом
vc6 = l,6-100v* = 16 м3 критерий успокоения увеличится до
Нс = 2,5 и ошибка в определении расхода снизится до 0,4 %.
Поэтому дроссельное устройство следует размещать по воз-
можности за большим количеством емкостей с соответствую-
щим сопротивлением, что позволяет свести ошибку измерения
к минимуму. Дифманометр следует выбирать достаточно
инерционным с собственной частотой, на порядок меньшей,
чем частота пульсаций измеряемого потока. В этих целях при-
417
К потребителю
Измерительная
диафрагма
л/ В атмосферу
Рис. 7.23. Схема измери-
тельного участка
*
I ~204i 7inn аппаретуру
на сторону всасывания
компрессора
меняются дифма-
нометры типа
ДМПК, имеющие
в конструкции
демпфер, или диф-
манометры поплавковые типа ДП. Установка в импульсных
линиях дифманометров капиллярных трубок, рекомендуемая
«Правилами РД 50-213-80» в целях демпфирования, нередко
приводит к нарушению работы прибора, так как капилляры
забиваются смазкой. Лучшие результаты достигаются уста-
новкой капилляров на линиях разделительных сосудов и за-
полнением этих линий жидкостью.
Все изложенное относится также к измерению расхода дрос-
сельными приборами в местах разбора сжатого воздуха с резко
изменяющимся режимом потребления, например на участке с
пневмомолотами, прессами и другими периодически действую-
щими пневмомеханизмами.
Ввиду того, что механическое состояние компрессоров, осо-
бенно винтовых, не меняется изо дня в день, то непрерывно из-
мерять производительность не обязательно, достаточно делать
это 1 раз, например через 4000 ч работы. Общая производи-
тельность компрессорной станции в этом случае измеряется
дроссельным прибором на станционном коллекторе, а измери-
тельный участок для периодических замеров производительнос-
ти отдельных компрессоров выполняется по схеме, представлен-
ной на рис. 7.23.
Отключение постоянно действующего дроссельного при-
бора, падение давления на котором достигает 0,02-0,03 МПа,
дает экономию электроэнергии, так как рабочее давление
можно снизить на величину этого падения давления. Пониже-
ние давления на 0,01 МПа при рабочем давлении 0,63 МПа,
т. е. на 1,58 %, дает экономию около 2 % электроэнергии
(см.раздел 10.2, ч. 2). Следовательно, если непрерывно изме-
рять с помощью диафрагмы производительность компрессора
4ВМ10-100/8, то при годовой его производительности
6000-8760 = 52,56-106 м3/год и удельном расходе электроэнер-
гии 0,104 кВт ч/м3 потери электроэнергии составят в среднем
52,56-106-0,104-0,02 = 109 325 кВт-ч/год, или в денежном выра-
жении около 110 тыс. руб/год.
418
36.5. КОНТРОЛЬ ЭКОНОМИЧНОСТИ РАБОТЫ КОМПРЕССОРА
Обеспечение экономичной эксплуатации компрессоров при
большой их энергоемкости-является важнейшей задачей. Даже
там, где контроль производительности и расхода электроэнер-
гии производится, а это имеет место далеко не на всех компрес-
сорных установках, он организован несовершенно. Персонал,
обслуживающий установку, в процессе работы практически не
получает информации об экономичности режима, в котором ра-
ботают компрессоры в данный момент, а может выяснить это в
лучшем случае в конце недели или месяца. Информация об эко-
номичности работы того или иного компрессора может быть ис-
пользована при решении вопроса о необходимости его ремонта.
Решение задачи непрерывного определения экономичности
работы компрессора сводится:
а) к измерению фактической производительности Vo ком-
прессора, приведенной к нормальным условиям, и фактического
расхода электроэнергии Э на его привод;
б) к определению удельного расхода по уравнению:
пе = Э/Vq, (кВт-ч/1000 м3).
На рис. 7.24 представлена структурная схема измерительного
комплекса производительности, мощности компрессора и удель-
ного расхода электроэнергии, построенного на базе программиру-
емого логического контроллера OMRON серии Cjl. Контроллер
обрабатывает поступающие на него сигналы сдатчиков: 7 — пере-
пада давления на измерительном устройстве расхода воздуха (соп-
ло или дроссельная диафрагма); 2 — давления воздуха перед изме-
рительным устройством; 3 - температуры воздуха перед измери-
тельным устройством и 4 - мощности, потребляемой электродви-
гателем. Для ввода и отображения информации на лицевой сторо-
не шкафа управления установлена сенсорночувствительная па-
нель оператора OMRON серии NS.
Измерительный комплекс входит в
общую систему автоматического ре-
гулирования производительности
компрессора К-250 дроссельной же-
лонкой, которая разработана ЗАО
«Уралтехмаркет» (Екатеринбург).
Рис. 7.24. Структурная схема указателя эко-
номичности работы группы компрессоров
419
Глава 37. ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ ЭЛЕКТРОПРИВОДА
КОМПРЕССОРОВ
37.1. НЕДОЗАГРУЗКА ЭЛЕКТРОПРИВОДА КОМПРЕССОРОВ
Серии выпускаемых в России асинхронных двигателей пре-
доставляют широкий выбор их для компрессорных машин любо-
го назначения, в то время как номенклатура синхронных двига-
телей имеет в основном адресный, технологический характер.
Например, синхронные двигатели серии СТД (СТДМ) на 6,0 и
10 кВ для компрессорных машин имеют следующий дискретный
набор по мощности: 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500, 3150,
4000, 5000, 6300, ... 1250 кВт. Отсюда выбор среди синхронных
двигателей для мощных поршневых и центробежных компрессо-
ров довольно ограничен. Например, компрессоры К-250-61-2 и
К-250-61-5 работают на разные давления и имеют соответствен-
но разную мощность на валу (табл. 7.14). Но двигатели у них
одинаковые, СТД 1600, и номинальная нагрузка их с учетом кпд
составляет соответственно 80 и 95 %. Имеется также запас по
мощности у новых центробежных компрессоров ТКА 250/9 и
ТКА 80/9, и у поршневых оппозитных компрессоров.
Небольшой запас по мощности для компрессора, вероятно,
необходим и силу зависимости его характеристик от температу-
ры воздуха на входе. Изменение температуры атмосферного воз-
духа приводит к существенному сдвигу характеристик центро-
бежного компрессора: в условиях низких температур производи-
тельность его превышает номинальную на 10...20 %, а в летний
период эксплуатации снижается на 10 % и более. Колебания про-
изводительности при постоянном рабочем давлении сопровожда-
ются изменением потребляемой мощности на 14 и 16 % соответ-
ственно (рис. 7.25).
В подавляющем большинстве промышленных воздушных се-
тей рабочее давление устанавливается в пределах 0,6-0,7 МПа, в
то время как номинальное давление у отечественных компрессо-
ров (К-250-61-5, 4вм 10-100/8, ТКА и др.) равно 0,88 МПа с соот-
ветствующей мощностью на валу. В силу характеристик центро-
бежного компрессора снижение давления на нагнетании с 0,88
МПа (номинальная рабочая точка) до, например, 0,62 МПа, т. е.
на 30 %, приводит к увеличению производительности на 7,3 %
(см. рис. 7.25), и особой недозагрузки электродвигателя не на-
блюдается, потребляемая мощность уменьшается на 3,2 %.
420
Таблица 7.14
Коэффициент нагрузки электродвигателей компрессоров общего назначения
Марка компрессора Конечное дав- ление. МПа/ат Мощ- ность на валу, кВт Марка электро- двигателя Мощность электро- двигателя. кВт Кпд элек- тродвига- теля Коэф-т нагрузки
К-500-61-2 0,735 (7,5) 2650 СТД-3150 3150 0,972 0,86
К-250-61-2 0,735 (7,5) 1240 СГД-1600 1600 0,966 0,80
К-250-61-5 0,88 (9,0) 1475 СТД-1600 1600 0,966 0,95
ТКА 250/9 0,88 (9,0) 1430 СГДМ-1600 1600 0,969 0,92
ТКА 130/9 0,88 (9,0) 780 СТДМ-800 800 0,958 1,02
ТКА 80/9 0,88 (9,0) 530 4A3M-630 630 0,956 0,88
4ВМ10-100/9 0,88 (9,0) 540 630 0,956 0,89
2ВМ10-50/9 0,88 (9,0)
7ВВ-40/9 0,833 (8,5) А 03-315 315 0,945
6ВВ-20/9М1 0,833 (8,5) А ОЗ-160 160 0,935
Другое дело — снижение давления на нагнетании у поршнево-
го компрессора. В рассматриваемом диапазоне изменения давле-
ния с 0,88 до 0,62 МПа производительность компрессора остает-
ся практически неизменной и как следствие потребляемая мощ-
ность снижается, в теоретическом случае примерно на 15 %, что
экономически выгодно. Но та-
кая недозагрузка синхронного
двигателя сопровождается
снижением его кпд, коэффи-
циента мощности и перерасхо-
дом электроэнергии.
В целях энергосбережения
лучшим вариантом привода для
поршневого компрессора
4М10-100/8, работающего на
давление 0,65-0,7 МПа, будет
двигатель СДК 500 из общей
серии синхронных двигателей
компрессоров. Следует отме-
тить, что зарубежные произво-
дители выпускают компрессо-
ры одинаковой производитель-
Рис. 7.25. Газодинамические характе-
ристики компрессора К-250-61-1 [41J
е-1б3,м3/ч
421
ности на широкий диапазон рабочих давлений. Например, компа-
ния «Atlas Сорсо» поставляет центробежные компрессоры произ-
водительностью 6300 м3/ч на максимальное давление 0,8; 0,9; 1,0 и
1,14 МПа с соответствующей мощностью электропривода 560;
630; 630 и 710 кВт или производительностью 9800 м3/ч с мощнос-
тью электропривода 900 и 1000 кВт соответственно. Не меньшее
значение имеет переменная нагрузка для асинхронных двигателей,
используемых в качестве привода компрессоров средней и малой
мощности. Нередки случаи, когда реальный запас по мощности у
них достигает 30 % и более. Интересен следующий факт. Электро-
двигатель расходует электроэнергию на сумму, равную его собст-
венной стоимости в течение нескольких недель. Если, к примеру,
взять электродвигатель Владимирского завода марки 5АМ280М2
номинальной мощностью 132 кВт и ценой около 80 тыс. руб. (кста-
ти, не самый дешевый), то при стоимости 1,0 руб. за кВт-ч элект-
роэнергии получим 80 000/(132-1,0) = 606 ч, т. е. немногим более
чем за 25 дней круглосуточной работы этот двигатель израсходует
электроэнергии на сумму своей стоимости. Обеспечив снижение
энергопотребления такого двигателя, можно вложенные средства
окупить и себестоимость продукции в дальнейшем снизить.
В ситуациях, где имеет место переменная нагрузка на асин-
хронный двигатель компрессора (снижение рабочего давления и
его колебания, регулирование производительности), но нет воз-
можности изменять частоту вращения вала, можно использовать
эффект Фрэнка Нола, физический смысл которого сводится к
следующему.
Момент, создаваемый двигателем, зависит как от приложен-
ного напряжения, так и от скольжения. Чем меньше момент на-
грузки приложен к ротору, тем больше последний «догоняет»
поле статора (скольжение уменьшается) и тем дальше электро-
двигатель переходит в менее экономичный режим. Если соот-
ветствующим образом снизить напряжение питания, подаваемое
на двигатель, то скольжение вернется к своему номинальному
значению (рис. 7.26), уменьшатся ток, потребляемая мощность
(пропорциональная произведению напряжения и тока), потери
на перемагничивание, кпд двигателя возрастет.
Путем непрерывного контроля нагрузки и изменения напря-
жения на контактах электродвигателя по определенному алго-
ритму есть возможность экономить часть энергии возбуждения
и снижать потери, а также улучшить коэффициент мощности в
тех случаях, когда электродвигатель работает с пониженной на-
422
Рис. 7.26. Механические характери-
стики электродвигателя при различ-
ных напряжениях питания
грузкой. Кроме того, за счет
формирования заданного
темпа нарастания напряже-
ния на двигателе от нуля до
номинального значения можно осуществлять плавный пуск не
только асинхронных, но и синхронных электродвигателей.
37.2. КОМПЕНСАЦИЯ РЕАКТИВНОЙ МОЩНОСТИ
Большинство приемников потребляют электрическую энер-
гию переменного тока индуктивного характера. К ним относят-
ся прежде всего асинхронные двигатели, силовые трансформа-
торы, воздушные электрические сети и другие приемники (лю-
минесцентные лампы, реакторы, индуктивные приборы и др.).
Реактивная мощность, потребляемая промышленным предприя-
тием, в среднем распределяется так, %: 65-70 приходится на
асинхронные двигатели, 20-25 - на силовые трансформаторы и
около 10 - на остальное.
Количественные показатели потребления реактивной мощ-
ности трансформаторами и асинхронными двигателями сущест-
венно различаются: мощность намагничивания трансформато-
ров составляет 2-5 % от их номинальной мощности, а асинхрон-
ных двигателей - 50 %. Это объясняется отсутствием воздушно-
го зазора в магнитной цепи трансформатора, благодаря чему на
создание такого же магнитного потока требуются меньшие зна-
чения тока намагничивания.
Мощность таких потребителей при заданных значениях тока
/ и напряжения U зависит от коэффициента мощности coscp. Ко-
эффициент мощности показывает, как используется номиналь-
ная мощность источника. Зависимость потерь мощности от cos ср
имеет вид
N3 = RnP = /?лЛ/^/((Ах)5<р),
где Rn - активное сопротивление участка питающей линии.
При номинальном режиме потребители имеют довольно вы-
сокий coscp = 0,7-0,9, но при небольшой нагрузке он мал. Нали-
чие реактивной энергии в линиях и трансформаторах ведет к до-
423
полнительным потерям энергии и напряжения, уменьшает про-
пускную способность линий электропередачи.
Источниками реактивной мощности в сети потребления яв-
ляются так называемые компенсирующие устройства', конден-
саторные батареи и синхронные компенсаторы. В Единой энер-
гетической системе применяются, как правило, комплектные
конденсаторные установки мощностью 2,4—93 Мвар напряжени-
ем 6-110 кВ. Компенсирующее устройство устанавливается как
можно ближе к потребителю энергии, потому что при этом раз-
гружается от реактивного тока не только электрическая стан-
ция, но и линия передачи энергии.
Большое значение для промышленных предприятий в целях
повышения коэффициента мощности имеет применение син-
хронных двигателей, позволяющих посредством изменения тока
возбуждения регулировать потребление реактивной энергии.
Наибольшая компенсирующая способность двигателя достига-
ется при номинальном токе возбуждения. При неизменном токе
возбуждения влияние напряжения на реактивную мощность син-
хронных двигателей зависит от его конструктивных параметров
(воздушного зазора в магнитной цепи, характеризуемого отно-
шением короткого замыкания — ОКЗ) и эксплуатационных па-
раметров (коэффициента нагрузки).
У большинства современных синхронных двигателей, имею-
щих ОКЗ < 1,25, снижение напряжения в сети при номинальном
токе возбуждения вызывает не увеличение, а уменьшение ком-
пенсирующей способности, причем тем ниже, чем меньше отно-
сительная нагрузка на валу. Учитывая влияние напряжения на
компенсирующий эффект, целесообразно применять релейную
форсировку возбуждения у синхронных двигателей. Максималь-
ная реактивная мощность, отдаваемая в сеть в режиме перевоз-
буждения двигателя, обычно в 1,5-2 раза больше максимальной
реактивной мощности, потребляемой им из сети в режиме недо-
возбуждения. Если в системе не предусмотреть компенсацию ре-
активной мощности, то происходит вынужденное снижение на-
пряжения, а в самих компенсирующих устройствах увеличивают-
ся потери активной мощности. Это увеличение для синхронных
двигателей мощностью 500-5000 кВ-А составляет 0,1-0,15 кВт на
1 квар Правильная эксплуатация синхронных двигателей может
дать годовую экономию электрической энергии 5 % и более.
У асинхронных двигателей благодаря снижению напряжения
в те моменты, когда двигатель нагружен не полностью, обеспе-
424
чивается активный характер нагрузки и тем самым снижается
реактивная мощность.
37.3. ПУСК ВЫСОКОВОЛЬТНЫХ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ
Стадия пуска электродвигателя компрессора была и остает-
ся наиболее ответственным режимом работы, в немалой степе-
ни определяющим ресурс его и компрессора. Прямой пуск эле-
кродвигателя с разгруженным компрессором (пусковой трубо-
провод на нагнетании соединяется с атмосферой) до сих пор ос-
тается основным.
Потери мощности в пусковом режиме довольно значитель-
ны, приводят к мгновенному разогреву обмоток электродвига-
теля и в итоге к снижению его ресурса в несколько раз (рис.
7.27). При непосредственном включении короткозамкнутых
асинхронных двигателей мощностью до 30 кВт пусковой ток
равен 5-5,5-кратному, а пусковой момент приблизительно ра-
вен двухкратному номинальному. У более крупных двигателей
кратность пускового тока составляет 3-3,5 от номинального,
но соответственно снижается и пусковой момент. Ротор син-
хронных двигателей, кроме полюсов, снабжен короткозамкну-
той асинхронной обмоткой, предназначенной для пуска. Кри-
вые, характеризующие пусковой период, показаны на
рис. 7.28. Пусковой момент находится в пределах 0,6-1,3 от но-
минального. По мере увеличения частоты вращения момент
изменяется, вначале возрастая, а затем снижается. Ток воз-
буждения полюсов ротора включается, когда ротор разовьет
полное асинхронное число оборотов, составляющее около
95 % от номинального. После этого двигатель входит в синхро-
низм. Пусковой ток у них равен 5-7-кратному номинальному.
Со входом в синхронный режим
скольжение прекращается и
асинхронная пусковая обмотка
перестает содействовать враще-
нию и далее уже действует как
демпфер угловых колебаний
ротора.
Рис. 7.27. Зависимость срока службы
электродвигателя от перегрева обмоток
(правило Монцингера)
425
Рис. 7.28. Пусковая характеристика
синхронного компрессорного элек-
тродвигателя:
Мэл _ пусковой момент электродвигателя;
М„ — противодействующий момент компрес-
сора; - средний момент ускорения; i - пу-
сковой ток; Mj = М3, — Мж — мгновенный мо-
мент ускорения (отрезки ординат на заштри-
хованной площади)
Скачки тока при запуске не
только отражаются на ком-
прессоре, но и опасны для
электроснабжения предпри-
ятия. Снижение напряжения
сети вследствие внезапного потребления больших токов дез-
организует работу электрооборудования, расположенного ни-
же по линии электропередачи. Нередки случаи, корда негатив-
ное влияние мощного электрооборудования в момент запуска
настолько велико, что энергетики предприятий предпочитают
не включать такое оборудование сутками, даже если оно экс-
плуатируется несколько часов в неделю.
Для снижения пусковых токов у мощных электродвигателей
чаще всего применяются: переключение схемы питания «звез-
да-треугольник», мягкий пуск с применением трехфазного тири-
сторного регулятора напряжения, пуск с устройством частотно-
го регулирования, а также с помощью разгонного электродвига-
теля. Пусковые характеристики перечисленных способов пока-
заны на рис. 7.29.
Мягкий, или плавный, пуск высоковольтных синхронных и
асинхронных двигателей достигается за счет формирования за-
данного темпа нарастания напряжения на двигателе от нуля до
номинального значения. Для этого в цепи каждой фазы питаю-
щего напряжения установ-
лены по две встречно-па-
раллельно включенные ти-
ристорные цепи (рис. 7.30).
Тиристор — электронный
прибор, представляющий
собой управляемый диод.
Рис. 7.29. Сопоставление пуско-
вых токов синхронного электро-
двигателя компрессора
Прямой пуск Мягкий пуск Соединение звезда треу- гольник Пуск и ЧРП
\
*»——*—
64
44
24
4
4Х
Ю 20 30 тзап,с
426
к S g к S о О
fl !Т -Г Гт- "Г
о
Он открывается при подаче управляющего импульса и закрыва-
ется при переходе через него тока через ноль. Открывая тирис-
тор с большей или меньшей задержкой по времени, возможно
«вырезать» соответствующую часть синусоиды питающего на-
пряжения.
Таким образом, среднее напряжение на выходе устройства
будет меняться пропорционально изменению времени задержки
открытия тиристора. Принцип регулирования напряжения пред-
полагает, что в те интервалы времени, когда тиристоры закры-
ты, ток через обмотки двигателя не протекает и отбора мощно-
сти из сети не происходит. Ротор двигателя в эти интервалы вре-
мени вращается по инерции. Регулирование подводимого к дви-
гателю напряжения таким способом называется импульсно-фа-
зовым. Управляющие импульсы синхронизированы напряжени-
ем сети соответствующей фазы и смещаются по отношению к
ней по фазе. Такое управление эквивалентно изменению эффек-
тивного напряжения, подводимого к двигателю, а значит, тока
статора и момента на его валу.
Преимущества устройств плавного пуска на основе импульс-
но фазового метода следующие: снижение пусковых токов до
1,5-3-кратного значения, наличие гармонических составляющих
только во время пуска (5^40 с), простота схемы и как следствие
большая надежность и невысокая по сравнению с частотными
преобразователями стоимость. Современные устройства плав-
ного пуска ВПУ 6/2 для центробежных компрессоров К-250 раз-
работаны ООО «Электропромналадка Плюс» (г. Екатерин-
бург), для мощных асинхронных двигателей - ООО НПП «Са-
турн» (г. Истра) и другими фирмами.
Пуск с помощью разгонного двигателя известен давно и ис-
пользуется для приводов, где пуск осуществляется без нагрузки
или почти без нагрузки. Недостаток такого пуска - дополни-
тельное оборудование (разгонный двигатель со схемой управле-
ния и механическое соединение с основным двигателем), досто-
инство - пусковые потери выносятся из основного двигателя. За-
метим, что потери при пуске синхронного двигателя в асинхрон-
ном режиме примерно равны /-cog (/ - момент инерции синхрон-
ного двигателя и приводного механизма, соо - синхронная часто-
та вращения). Эти потери делятся примерно поровну между
статором и ротором (при прямом пуске). Если пуск идет от
вспомогательного асинхронного двигателя, то все потери выде-
лятся в этом асинхронном двигателе. Броски уменьшаются, по-
428
скольку в пуске до подсинхронной скорости синхронный двига-
тель не участвует, броски тока при вхождении в синхронизм
кратковременны и меньше, чем пусковые. Точные значения
бросков тока лучше оценить осциллографированием переход-
ных процессов, кстати, и в основном, и в разгонном двигателях.
В настоящее время ООО «Рабика-энергосбережение» (г. Набе-
режные Челны) [38] внедряет устройство плавного пуска
(УПЗ) с разгонным асинхронным двигателем на компрессорах
К-250 и К-345.
Расчетный пусковой ток, по данным разработчика, снижает-
ся до 2,5-4-кратного от номинального (для УПЗ 2 и УПЗ 4 соот-
ветственно), время полного разгона до рабочего числа оборотов
от 23 до 30 с. К сожалению, осциллографическое исследование
переходных процессов разработчики не проводили и вопрос со-
ответствия действительных и расчетных пусковых токов остает-
ся пока открытым. Не изучено «ударное» формирование масля-
ного клина в подшипниках компрессорного агрегата и самого
привода при начальной разгонной частоте вращения
1350 об/мин. При плавном медленном развороте компрессорной
установки существенно уменьшается осевой сдвиг компрессора,
а масляный клин в подшипниках скольжения образуется при бо-
лее низкой скорости вращения вала, что положительно сказыва-
ется на сроке службы подшипников.
В заключение приводим ответ главного конструктора син-
хронных двигателей (ОАО «Привод» г. Лысьва) «...способ за-
пуска электродвигателя типа СТД-1600 в агрегате с компрессо-
ром К-250 с помощью «разгонного» асинхронного двигателя
считаем технически нецелесообразным. Разгонной частоте
вращения 1350 об/мин. соответствует скольжение электродви-
гателя СТД-1600, равное S = 0,55 о.с. При этом, согласно пуско-
вым характеристикам СТД-1600, при его прямом включении к
питающей сети данному скольжению соответствует: пусковой
момент электродвигателя - /И„ (S = 0,55) = 2,335 о.с.; пусковой
ток /п (S = 0,55) = 5,875 о.с. Таким образом, в данном случае ка-
кого-либо существенного ограничения пускового тока мы не
видим, не говоря уже о чисто конструктивной целесообразнос-
ти и возможности присоединения дополнительной маховой
массы к ротору электродвигателя...»1.
1 Личное сообщение.
429
37.4. ЧАСТОТНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ЭЛЕКТРОПРИВОДОВ
С развитием силовой полупроводниковой и микропроцессор-
ной техники стало возможным создание устройства частотного
регулирования электроприводом, которое позволяет точно уп-
равлять скоростью и моментом электродвигателя по заданным
параметрам в точном соответствии с характером нагрузки. Это в
свою очередь позволяет осуществлять точное регулирование
практически любого процесса в наиболее экономичном режиме,
без тяжелых переходных процессов в технологических системах
и электрических сетях.
Схемы ЧРП. В высоковольтном частотно-регулиремом эле-
ктроприводе (ЧРП) приходится использовать достаточно доро-
гие тиристорные ключи на повышенное напряжение. В преобра-
зователях для высоковольтного асинхронного электропривода
необходимы еще более сложные электронные ключи с полным
управлением. Существует ряд схемных решений, позволяющих
снизить общую стоимость ЧРП.
Двухтрансформаторная схема включения низковольтного
преобразователя (рис. 7.31, а): при двойной трансформации на-
пряжения допускается использование достаточно дешевого низ-
ковольтного преобразователя. Однако обычный трансформатор
не может работать на низкой частоте, поэтому приходится огра-
ничивать диапазон регулирования от п > 0,5ипот. Немного его рас-
ширить позволяет использование специального трансформатора
с массивным магнитоприводом; это не решает проблему в принци-
пе, но увеличивает стоимость и массогабариты установки. Тем не
менее такая схема применяется наиболее часто.
Рис. 7.31: Двухтрансформаторная схема включения низковольтного преоб-
разователя (о) и последовательное включение электронных ключей (6)
430
Рис. 7.32. Регулирование напряжения пи-
тания с помощью изменения частоты
Последовательное включение
электронных ключей (рис. 7.31,
б): электронные ключи включа-
ются последовательно (от 4 высо-
ковольтных до 15 низковольтных
элементов в плече) и делят напря-
жение между собой, подобно гир-
ляндам подвесных изоляторов.
Реализовать практически это непросто: в том случае, когда один
из ключей в плече немного запоздает со своим открыванием, к
нему будет приложено фазное напряжение сети, что неминуемо
выведет его из строя. Полупроводниковые приборы имеют ощу-
тимый разброс временных параметров даже в одной партии, по-
этому на управляющую электронику ложится задача отслежи-
вать и корректировать процесс открывания и запирания каждо-
го ключа. В связи с тем, что полупроводниковые преобразовате-
ли вызывают несинусоидальность напряжения, причем номера
гармонических составляющих зависят от пульсности преобразо-
вателя (п = рк±1, где р - пульсность, k = 1,2, 3...), для улучшения
характеристик электромагнитной совместимости такие ЧРП вы-
полняют с использованием 2-4-обмоточных согласующих транс-
форматоров по 6-, 12- и 18-пульсной схеме соответственно. Это
наиболее распространенная схема, по которой выполняются вы-
соковольтные преобразователи на большую мощность.
Компрессорные установки относятся к классу механизмов, не
требующих высокой точности отработки скорости вращения.
ЧРП компрессора выполняет задачу поддержания рабочего дав-
ления в заданных пределах при широком изменении производи-
тельности, а также задачу пуска по любому алгоритму. Такие при-
воды регулируются с помощью скалярного изменения частоты/и
амплитуды напряжения питания U двигателя по закону (U-fn\ где
п < 1 («вентиляторная» характеристика) или п > 1 (тяговая харак-
теристика) (рис. 7.32). Особенностью такого регулирования явля-
ется фактическое снижение момента, развиваемого двигателем
при низких частотах вращения ротора.
Однако вместе с массовым внедрением ЧРП, потребитель на-
чинает сталкиваться с негативными явлениями работы преобра-
зователя - появлением гармонических составляющих на стороне
двигателя (в основном) и на стороне сети. Это связано с несовер-
431
шенством или, чаще всего, с отсутствием вообще фильтрокомпен-
сирующих устройств из-за их высокой стоимости. К недостаткам
ЧРП также относятся дороговизна самих преобразователей,
сложность технического решения и большие потери от прямого
падения напряжения на силовых элементах. Эти недостатки, в ос-
новном высокая стоимость, сдерживают пока применение ЧРП
для мощных (более 400 кВт) высоковольтных электродвигателей.
Глава 38. КОГЕНЕРАЦИОННАЯ УСТАНОВКА
ПО ПРОИЗВОДСТВУ СЖАТОГО ВОЗДУХА
(ПНЕВМОЭНЕРГИИ) И ТЕПЛОТЫ
В настоящее время на российском рынке предлагается новое
энергетическое оборудование на базе небольших когенерацион-
ных установок (мини-ТЭЦ), интерес к которому постоянно растет.
Основные понятия когенерации. Когенерация есть произ-
водство двух форм полезной энергии из единственного первич-
ного источника энергии^ Две наиболее используемые формы
энергии - механическая и тепловая.
Традиционные тепловые электростанции, имеющие в своем
составе паротурбинные установки (ПТУ) либо парогазовые ус-
тановки (ПГУ) с отбором пара на технологические цели или на
теплофикацию, являются классическим примером когенераци-
онной технологии. Здесь механическая энергия или работа паро-
вой (газовой) турбины используется для вращения электрогене-
ратора, а тепловая энергия (обычно пара из отборов турбины
или отработавших газов из газовой турбины) используется для
целей теплофикации, технологических процессов и пр. Вот по-
чему, несмотря на свою ограниченность, в литературе чаще все-
го встречается следующее определение: Когенерация есть ком-
бинированное производство электрической и тепловой энер-
гии из одного и того же первичного источника энергии.
Однако произведенная наряду с тепловой механическая энер-
гия может использоваться для других целей, например для вра-
щения компрессоров, насосов и др.
При эксплуатации тепловых электростанций в связи с их тер-
модинамическим циклом преобразования энергии первичного
источника значительное количество полученной теплоты сбра-
сывается в атмосферу с отработавшими газами и через конден-
саторы пара. Большая часть этого тепла может быть утилизи-
рована и направлена на тепловые потребности, что повысит эф-
432
Потери 2 кВт-ч Потери 0.9 кВт-ч
Рис. 7.33. Расход газа различными установками при производстве одного и того
же количества энергии (электрической и тепловой)
фективность использования первичного источника теплоты
(топлива) с 30-40 % для электростанций до 80-90 % в более со-
вершенных системах когенерации.
На рис. 7.33 показан пример производства одного и того же
количества энергии (электрической и тепловой) различными
тепловыми установками - ПТУ и газовым двигателем внутрен-
него сгорания с утилизатором теплоты (ГДВС).
Техническая реализация. Когенерационная установка вклю-
чает первичный тепловой двигатель, электрогенератор (ком-
прессор, насос и др.), систему утилизации тепла и систему кон-
троля и управления.
Роль первичного теплового двигателя могут выполнять па-
ровая турбина, газовая турбина, двигатель внутреннего сгорания
и комбинация газовой и паровой турбин — так называемая паро-
газовая установка. Технико-экономические показатели, исполь-
зуемое топливо, а также возможность одновременного произ-
водства теплоты и электроэнергии отражены в табл. 7.15.
Электрогенераторы могут быть синхронными и асинхрон-
ными. Синхронный генератор работает в автономном режиме
или параллельно с сетью. Если произошел обрыв или другие не-
поладки в сети, то асинхронный генератор прекращает свою ра-
боту. Поэтому для обеспечения надежности действия распреде-
ленных когенерационных энергосистем чаще используются син-
хронные генераторы.
Теплоутилизатор — это рекуперативный теплообменник,
работающий по схеме «газ-вода». В случае, например, ГДВС
вода (гликоль) последовательно подогревается в маслоохлади-
теле, рубашках цилиндра и отходящими газами в теплоутилиза-
торе. Охлажденные отходящие газы выбрасываются в атмо-
сферу, при этом их химический и количественный состав оста-
ется постоянным.
433
Таблица 7.15
Основные показатели работы когенерационных установок
Тепловой двигатель Используемое топливо Диапазон мощностей, МВт, э/э Отношение теплота/э/э Кпдэлек- трич., % Коэффициент использования теплоты сгора- ния топлива, %
Пароиая турбина Любое 1-1000 3:1-8:Г 10-40 До 80
Газовая турбина Газ, биогаз, ди- зельное топливо, керосин, мазут 0,25-265 1,4:1-4:Г 25-38 65-87
Парогазовая ус- тановка Газ, биогаз, ди- зельное топливо, керосин, мазут 3-300 1:1-3:!’ 35-55 73-90
Дизельная уста- новка Газ, биогаз, ди- зельное топливо, керосин, мазут 0,1 - 16 0,95:1-3:1’ 31—48 65-90
* Высокое значение «теплота: электроэнергия» достигается дополнительным сжиганием топлива.
Кроме того, в атмосферу уходит и существенная часть неути-
лизированной теплоты по следующим причинам:
• для эффективного теплообмена температура отходящих га-
зов на выходе должна быть выше температуры нагреваемого
теплоносителя не менее, чем на 20-30 °C;
отходящие газы не должны охлаждаться до температуры
конденсации паров воды, всегда имеющихся в них. Конденсат,
контактируя с продуктами окисления серы (SO, SO2), имеющей-
ся в топливе, образует разбавленную кислоту, что приводит к ак-
тивной коррозии отводящих газоходов и трубы.
Из сказанного следует, что в качестве теплоутилизатора в
когенерационной установке трудно использовать готовое типо-
вое оборудование. Теплоутилизатор, как правило, проектирует-
ся с учетом параметров и характеристик отходящего потока га-
зов (вида применяемого топлива) для каждой модели теплового
двигателя (микротурбины или ДВС).
При применении антикоррозионных материалов для отводя-
щих газоходов и трубы когенерационная установка может до-
полняться экономайзером (теплообменником), обеспечиваю-
щим предварительный подогрев теплоносителя отходящими из
теплоутилизатора газами. Далее теплоноситель поступает в ос-
новной теплообменник, где нагревается потоком отходящих га-
зов непосредственно после двигателя. Такая схема позволяет
434
утилизировать дополнительное количество теплоты и повыша-
ет кпд установки.
Когенерационная установка по производству пневмоэнер-
гии и теплоты. Электроэнергия — преобладающий вид энергии,
используемый практически на всех установках по выработке
сжатого воздуха. Доля электроэнергии, потребляемой компрес-
сорными установками, составляет, например, на металлургичес-
ких предприятиях 20-30 % от общей электрической нагрузки.
В промышленных регионах Урала количество компрессорных
установок средней и большой производительности (более
40 м3/мин) достигает полумиллиона единиц суммарной мощнос-
тью свыше 500 МВт. Потери, связанные с доставкой электро-
энергии на большие расстояния с многочисленными преобразо-
ваниями по напряжению, достигают 5-15 % от передаваемой
мощности. К ним следует добавить потери в электроприводе
компрессоров - в синхронных электродвигателях от 4 до 6 %, в
асинхронных электродвигателях - от 6 до 8 %.
Необходимость в производстве и транспортировке электро-
энергии и связанные с этим потери отпадают, если компрессор-
ная установка имеет в качестве привода тепловой двигатель —
турбину или двигатель внутреннего сгорания. В самой идее рабо-
ты воздушных компрессоров с приводом от теплового двигателя
ничего нового нет. Например, паровые турбины традиционно
вращают мощные воздушные компрессоры специального назна-
чения: компрессоры кислородных блоков К-1500-62-5 с паровой
турбиной К-9-35-1, К-3000-61-1 с ВКВ-18-1; доменные компрес-
соры К-3250-42-1 с AKB-12-V и К-5500-42-1 с ВКВ-21-1. Вместе
с тем небольшие мобильные воздушные компрессоры, предназ-
наченные для ремонтных работ, бурения, пескоструйной обра-
ботки поверхностей и других целей, имеют дизельный привод
мощностью от 10 до 330 кВт; например выпускаемые компани-
ей «Atlas Сорсо» (Бельгия). Эта же компания поставляет на рос-
сийский рынок дизельные электростанции серии QAS мощнос-
тью от 11 до 289 кВт и QIX от 13,3 до 440 кВт.
Рад передвижных дизельных компрессорных установок име-
ют на валу электрогенератор мощностью от 5 до 10 кВт, т. е. про-
изводят два вида энергии: пневмоэнергию (основную) и электро-
энергию (дополнительную). Такие модули можно отнести к коге-
нерационным установкам. Применительно к работе воздушных
компрессорных установок с приводом от теплового двигателя, ко-
генерация есть производство механической и тепловой энергии от
435
одного первичного источника энергии. Механическая энергия от
привода преобразуется в пневмоэнергию компрессором, а тепло-
та получается из цикла тепловой машины (утилизация теплоты,
например, выхлопных газов), а также из цикла компрессорной ус-
тановки (утилизация теплоты от промохладителей). Роль первич-
ного двигателя для стационарных компрессоров общего назначе-
ния мощностью на валу до 3,0 МВт могут выполнять газовые ми-
кротурбины (ГТУ) или газовый двигатель внутреннего сгорания с
воспламенением от сжатия (ГДВС).
Использование в качестве моторного топлива природного
газа (метана) низкого давления существенно снижает эксплуата-
ционные расходы (стоимость дизельного топлива многократно
выше, чем природного газа), обеспечивает быструю окупае-
мость инвестиций для перевода двигателей на газ и сокращение
вредных выбросов в выхлопных газах. Данные табл. 7.16 пока-
зывают экономичность газодизельных и газопоршневых агрега-
тов, их быструю окупаемость.
Какой привод, ГТУ или ГДВС, приемлем для компрессора
общего назначения производительностью от 40 до 1500 м3/мин
на давление до 1,5 МПа?
Таблица 7.1 6
Технико-экономические показатели дизельных электрогенераторов, работаю-
щих на различных видах топлива (на основании данных ОАО «Автодизель»,
г. Ярославль)
Показатель Дизельный двига- тель ЯМЗ-238М2 Газовый двигатель ЯМЗ-831
Топливо Ед. измерения Номинальная мощность, кВт Стоимость ед. топлива, руб. Расход топлива на 100 кВт ч Затраты на 100 кВт-ч, руб. Эксплуатационные затраты на топливо, замену масла, иа реновацию, запчасти, руб. Стоимость 1 кВт-ч, руб. Экономия, руб. (по сравне- нию с дизельным вариантом) Дизтопливо л 100 13 28,7 373,1 4100 3,79 Пропан-бутан л 100 7,0 35 245,0 5500 2,49 255 478 Природный газ м3 100 0,82 32 26,24 5500 0,42 666 283
Примечание. Годовой фонд работы электрогенератора по фактической загрузке на 60 %
равен 3300 ч (198 000 кВт-ч выработанной электроэнергии).
436
В настоящее время на российском энергетическом рынке
предлагается широкая номенклатура как поршневых, так и газо-
турбинных двигателей (микротурбинных ГТУ). Среди поршне-
вых преобладают импортные двигатели, а среди газотурбин-
ных -российские.
Сравнение в качестве привода поршневых и газотурбинных
двигателей делается при условии использования в них в качестве
первичного топлива природного газа. Часто отмечается, что со-
став электростанций (двигатель + электрогенератор) мощнос-
тью до 12 МВт предпочтительнее формировать на базе ГДВС, а
большей мощности - на базе ГТУ.
Обработка информации по характеристикам ГТУ и ГДВС
показана в табл. 7.17, которая содержит как количественную,
так и качественную оценку их преимуществ и недостатков. К пе-
речисленному в табл. 7.17 следует добавить, что для мощностей
до 4,0 МВт когенерационные ГДВС имеют наивысший кпд пре-
образования подведенной теплоты (или общий кпд) и наилучший
эффективный кпд из всех тепловых двигателей.
Отмеченные выше достоинства и недостатки двигателей для
воздушных компрессоров говорят в пользу применения ГДВС,
хотя использование газовых микротурбин в этом качестве не ис-
ключается.
Технико-экономический анализ системы когенерации пнев-
мо- и тепловой энергии на основе ГДВС. Когенерационную ус-
тановку для производства пневмо- и тепловой энергии составим
на базе газового двигателя ГД-90 с системой утилизации отрабо-
танного тепла СУ ОТ-500 (предприятие ЗАО «Волгодизельмаш-
Урал») и турбокомпрессорного агрегата ТКА 80/9 (предприятие
ОАО «Дальэнерго», г. Хабаровск). Технические характеристики
ГДВС и ТКА приведены соответственно в табл.7.18 и 7.19. Кон-
структивная схема новой разработки ОАО «Дальэнерго» - ТКА
80/9 подобна давно выпускаемым зарубежным компрессорам,
например моделей ZH компании «Atlas Сорсо» и других произво-
дителей. Не имеет принципиального значения подключение к
ГД-90 винтового компрессора моделей ZR50 или GA500.
Номинальный удельный расход электроэнергии на производ-
ство сжатого воздуха российскими компрессорными установками
составляет в среднем 95 кВт-ч/1000 м3. В условиях эксплуатации
этот показатель ухудшается до 115-120 кВт-ч/1000 м3 из-за нару-
шения теплового режима эксплуатации, неэффективного регули-
рования производительности и других причин. Стоимость 1 кВт-ч
437
Таблица 7.17
Сравнение основных показателей поршневых и газотурбинных двигателей
Показатель ГДВС ГТУ
Диапазон единичных мощ- ностей двигателей, МВт 0,01-16,0 0,03-265
Изменение мощности при При снижении нагрузки При снижении нагрузки
постоянной температуре на 50 % кпд снижается на 50 % КПД снижается
окружающей среды на 8-10 % на 50 %
Кпд по выработке электро- энергии при работе на газе От 31 до 48 % От 25 до 38 %
Влияние температуры на- ружного воздуха на мощ- ность двигателя Практически не влияет При повышении до 30 °C мощность снижается на 15-20 %
Соотношение электричес- кой мощности и утилизиро- ванной теплоты, МВт/МВт 1/0,95-1,3 1/1,4-4,0
Возможности использова- Только на нагрев воды На нагрев воды до тем-
ния утилизированной теп- до температуры не вы- пературы 150 °C. на
лоты выхлопных газов ше 115 °C производство пара
Необходимое давление газа, МПа 0,01-0,35 Более 1,2
Моторесурс, ч До 300 000 для средне- оборотных двигателей До 100 000
Количество пусков Не ограничено: пуско- вой период 2-3 мин Не ограничено, но влия- ет на сокращение мото- ресурса; пусковой пери- од от 15 мин до 2 ч
Ремонтопригодность Ремонт может произво- диться на месте и требу- ет меньше времени Ремонт возможен толь- ко на специальном предприятии
Стоимость двигателя Меньше при единичной мощности двигателя до 3,5 МВт Меньше при единичной мощности двигателя бо- лее 3,5 МВт
электроэнергии для промышленного потребления колеблется в
широких пределах в зависимости от тарифов, устанавливаемых
РЭК в регионе, или от цены на оптовом рынке. Принимая в сред-
нем стоимость электроэнергии 0,85 руб/(кВт-ч), получим для но-
минального режима работы компрессоров 95-0,85 = 81 руб/1000 м3
сжатого воздуха. Реальная стоимость в 1,5 раза выше из-за на-
кладных расходов. Например, на трубных заводах Свердловской
области себестоимость сжатого воздуха за истекший 2005 г. соста-
вила в среднем 140 руб/1000 м3
438
Таблица 7.18
Технические характеристики газопоршневой когенерационной установки
иа базе двигателя ГД-90 и системы утилизации тепла СУ ОТ-500
Показатель Величина
Номинальная электрическая мощность, кВт Номинальная тепловая мощность, кВт/г-кал/ч Топливо-природный газ с низшей теплотой сгорания, МДж/м3 Рабочее давление газа, МПа (атм) Расход газа на режиме полной мощности, м3/ч Время запуска и приема нагрузки, с Ресурс до первой переборки/капремонта Стоимость: собственно двигателя ГД-90, тыс. руб. Системы СУОТ-500, тыс. руб. 500 550/0,47 31,4-35,6 0,25 (2,5) 150 90 7500/64 000 3446 1380
Таблица 7.19
Технические характеристики воздушного турбокомпрессора ТКА 80/9
Показатель Величина
Производительность, м3/мин Рабочее давление, МПа (атм) Мощность на валу, кВт Габариты, м (с электроприводом) Стоимость собственно компрессора без системы автоматики, тыс. руб. 80 0,882 (9,0) 500 4,2-2,42,0 2620
Из приведенных в табл. 7.20 данных следует, что себестои-
мость производства сжатого воздуха когенерационной установ-
кой ниже заводской в 4,5 раза, а тепловой энергии - в 2,4 раза.
Срок окупаемости инвестиций с учетом проектных, монтажных
и пусконаладочных работ не превышает 1,8 года и, что особен-
но важно, при этом обновляется парк устаревших компрессоров.
Перспективы рынка предлагаемых когенерационных ус-
тановок. На подавляющем большинстве промышленных пред-
приятий эксплуатируются компрессоры средней и большой
мощности, например турбокомпрессоры К-250, К-500 и другие
различных модификаций выпуска 60-80 гг. прошлого столетия.
Эти компрессоры морально (проект моделей 50-60 гг.) и физи-
чески (30 лет предельный срок эксплуатации по регламенту за-
вода-производителя) устарели, и сейчас возникла острая необ-
ходимость в их замене. Таких турбокомпрессоров только в
439
Таблица 7.20
Технико-экономические показатели когенерациоппой установки по выработке
сжатого воздуха и теплоты на базе двигателя ГД-90 с теплоутилизационной
системой СУОТ-500 и компрессора ТКА 80/9
Показатель Величина
Производство воздуха за год (8760 ч), тыс. м3 42 048
Годовое производство тепла, МВт (Гкал/ч) 4 818(4117,2)
Потребление газа за год, тыс. м3 1314
Стоимость газа при цене 1170 руб/тыс. м3 1 537 380
Расход газа на выработку отпускаемой тепловой энергии Вт=а/есл.,, мз/ч 63,85
где (2к - низшая теплота сгорания газа, ккал/м3; 8000
Ди.у - условный кпд водогрейного котла, % 92
Расход газа на выработку сжатого воздуха Вв= В, - Вт, м3/ч 86,15
Стоимость производства сжатого воздуха за год, руб. 882 968
Стоимость производства тепла, руб. 654 412
Себестоимость производства сжатого воздуха, руб/ тыс. м3 21
Себестоимость сжатого воздуха с накладными (50 %) расхода- ми, руб/тыс. м3 31,5
Себестоимость производства тепла (накладные расходы отне- сены на воздух), руб/Гкал 159
Себестоимость воздуха с накладными расходами на заводе, руб/год 140
Оптовая цена тепла, приобретаемого со стороны, руб/Гкал 380
Снижение годовых эксплуатационных затрат на производство сжатого воздуха и тепла когенерационной установкой, руб/год 5 472 109
Стоимость когенерационной установки (электродвигатель ис- ключен), руб. 7 446 000
Срок окупаемости инвестиций с учетом проектных (2 %), шефмонтажных работ (10 % от стоимости оборудования) и НДС (18 %) 1,76 года
Свердловской области около 500 единиц. Плановое обновление
парка компрессоров в России нарастает. Так, в 2005 г. общее
количество компрессоров, поставленных потребителем, 79 600
единиц, из них предприятиями РФ произведено 27900, на пред-
приятиях «отверточной» сборки на импортных комплектую-
щих собрано 23700, импорт составил 26000 на сумму ~ 200 млн
дол. США.
Таким образом, плановая, а также вынужденная замена не-
эффективных турбокомпрессоров на современные компрессоры
440
с приводом от теплового двигателя не только экономически це-
лесообразны, но и повышают энергетическую независимость
предприятия.
7.2. ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ ПРИ РА ОПРЕДЕЛЕНИИ
СЖАТОГО ВОЗДУХА
Глава 39. УТЕЧКИ И СПОСОБЫ ИХ ОПРЕДЕЛЕНИЯ
39.1. УТЕЧКИ СЖАТОГО ВОЗДУХА В РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫХ
СЕТЯХ
Как показано в главе 3, массовый теоретический расход воз-
духа через отверстие сечением/при критическом перепаде дав-
лений
Рк₽ = Р2/Р1< 0,528,
ткр = 0,686 • /д/Р1/^1 = 0,686 • fpYд//?-?], кг/с.
Приведенный к нормальным условиям критический (максималь-
ный) расход воздуха определится соотношением Vo= тпкр/р0, или
0,686-л-rf2-10~*-р,-106-3600 _ 95-р, з
4-1,205-1/2^77^ = ’ М?
(7.27)
где d- диаметр отверстия, мм; рх — давление воздуха перед отвер-
стием, МПа; Т1 - температура воздуха там же.
Отверстие в трубопроводе размером 3 мм дает объемную по-
терю воздуха около 35 м3/ч при давлении 0,7 МПа и температу-
ре Т} = 293 К (/] = 20 °C), а диаметром 10 мм - уже 388 м3/ч. Ес-
ли сумма всех неплотностей в цеховой сети достигает эквива-
лентного размера 10 мм, то это потеря воздуха равна 40 кВт по
потребляемой мощности компрессора, или 350 тыс. руб/год до-
полнительных эксплуатационных расходов (в оценке принята
стоимость электроэнергии 1,0 руб/кВт ч).
Как показывают обследования цеховых сетей, величина уте-
чек в них составляет в среднем 25-40 %, а временами доходит до
50-60 %. Утечки условно подразделяются на статические и дина-
мические. Статические утечки происходят во время простоев
пневмопотребителей при неотключенной цеховой сети. Неплот-
441
ности в сальниках, прокладках фланцев и крышек, неисправные
шланги, вентили, соединительные части способствуют утечкам.
Несвоевременно и неплотно закрытые вентили, краны, задвиж-
ки и другие запорные и распределительные устройства, неис-
правности оборудования или небрежности обслуживающего
персонала также приводят к потере воздуха.
Динамические утечки возникают в зазорах цилиндров, зо-
лотников, клапанов и кранов пневмоцилиндров, пневмомото-
ров и других пневматических инструментов. Неудовлетвори-
тельная смазка и несвоевременные ремонты приводят к чрез-
мерному увеличению зазоров, в результате чего воздух пере-
текает из рабочей полости в нерабочую и далее на выхлоп или
через неплотности регулирующих и запорных устройств непо-
средственно вытекает в атмосферу. Таким образом, утечки
происходят и во время работы пневмоприемника, и во время
его простоев. При небольшом коэффициенте использования
пневмоприемника и отсутствии надежно действующих автома-
тических запорных устройств относительная величина утечек
возрастает.
Пусть, например, за время работы пневмоцилиндра расход
воздуха распределяется на полезный (75 %) и утечки (25 %). Ес-
ли в течение рабочей смены время непосредственной работы
пневмоцилиндра составило 50 %, а 50 % пневмоцилиндр был
включен, но полезной работы не производил, то распределение
расходов станет следующим: полезный расход - 75-0,5 = 37,5 усл.
ед., утечки 25-1 = 25 таких же усл. ед. В процентах распределение
расходов станет следующим; полезный расход
37,5-100/37,5 + 25 = 60%,
утечки
25/37,5 + 25 = 40%.
При уменьшении загрузки и отсутствии надежного отключения
пневмоприемника при простоях относительная утечка возрастет
и превысит полезный расход.
Снижение давления сжатого воздуха путем редуцирования, ес-
ли это позволяет технологический процесс, всегда приводит к
энергосбережению, так как утечка падает пропорционально сте-
пени снижения давления (см. формулу (7.27)). Сохранение высокой
температуры сжатого воздуха после компрессора (120... 150 °C)
442
или специальный подогрев воздуха также снижают утечки, но в
степенной зависимости (см. формулу (7.27)).
39.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ УТЕЧЕК
Большое значение имеет определение утечек сжатого возду-
ха. Проще всего это можно произвести с помощью переносного
расходомера (дифманометра) или стационарного прибора, рас-
считанного на 20—4-0 % от расхода воздуха цехом, но установлен-
ного на обводной линии параллельно основному расходомеру на
вводе в цех. Основной расходомер дроссельного или импульсно-
го типа при малом расходе воздуха дает большую погрешность.
В период остановки цеха (в выходной день, на ремонт, в ночную
смену и т. п.) все вентили на пневмооборудование открываются
и в течение 1 ч производится замер расхода воздуха переносным
либо дополнительным прибором. Этим замером определяются
общие потери сжатого воздуха. Затем вентили на всем оборудо-
вании закрываются и замер повторяют для получения данных о
потерях в сетях. Разница между двумя замерами дает величину
утечки воздуха в оборудовании. При случайных пропусках в вен-
тилях на неисправном оборудовании общие утечки в сети увели-
чиваются.
Контроль за состоянием запорной аппаратуры (вентилей, пе-
реключателей и т. п.) производится инспекцией отдела главного
энергетика, а замеры - тепловой лабораторией ОГЭ. Такие за-
меры следует производить периодически 1-2 раза в год, и хотя
они не очень точно отражают действительное положение, так
как оборудование и сети в промежуточные периоды может нахо-
диться в лучшем или худшем состоянии, служат основанием для
привлечения внимания к экономии сжатого воздуха.
Другой известный в литературе [13] метод контроля утечек
заключается в следующем: при помощи манометра и секундо-
мера снимают кривую падения давления воздуха в отключен-
ной от магистрали цеховой сети. Температура сжатого воздуха
Т{ и наружного То замеряются термометром 1 раз перед нача-
лом испытаний. Температура 7\ при падении давления, как по-
казывает опыт, практически остается постоянной и процесс
расширения воздуха при опорожнении сети можно считать
изотермическим.
Представив полученную зависимость графически (кривая 7
на рис. 7.34), проводят касательную к кривой в произвольной
443
Рпс. 7.34. Падение давления в се-
та по времени после перекры-
тия впускного трубопровода
точке а и находят тангенс
угла наклона касательной
у» = tga = АР/Дт,
характеризующий ско-
рость падения давления в
этой точке.
Утечку воздуха опреде-
ляют по формуле
Vyr = Vc 'y0 'P1 Ya • Фо. М3/с,
Ро-'ГРа
(7.28)
где Vc - внутренний объем сети, м3; рх - давление сжатого возду-
ха в сети перед началом испытаний, МПа; р0 - атмосферное дав-
ление, МПа; ра — текущее давление в точке а, МПа; Т\ и То - со-
ответственно температура сжатого и атмосферного воздуха пе-
ред началом испытаний, К;
/ /
РЬ _ Ро
IPaJ \Ра
При критическом истечении, если точка а описывается соот-
ношением P(Jpa < 0,528; <р0 = 1,0, внутренний объем сети Vc (или
ее участка) определяется по чертежу, причем на опускные тру-
бопроводы можно отнести 10-15 % объема основных воздухо-
проводов. Если такое определение не устраивает расчетчика, то
Vc можно найти путем подключения к сети известного дополни-
тельного объема Уд. Подключив дополнительный объем к сети,
вторично проводят наблюдение за падением давления по време-
ни, осуществляют аналогичные графические построенния
(рис. 7.34, кривая 2 и касательная к ней в точке а'), и в соответ-
ствии с формулой (7.28) утечка в новых условиях истечения воз-
духа из сети будет равна
444
(К+уд)т,р.
PoTtPa'
(7.29)
Приравнивая правые части уравнений (7.28) и (7.29), получаем
к
jg-^O-Pa-
.}а--<9'о-Ра.
м .
(7.30)
Если точки а и а определяются при перепаде давлений (pofpa)
и ЫРа') в критической области истечения, то <р0 = <р$ = 1,0 и фор-
мула (7.30) упрощается:
Ja’Pa)
Поскольку скорость падения давления находят графически,
необходимо возможно большее количество опытных точек.
В случае значительных утечек при небольшом объеме сети кри-
вая падения давления в критической области истечения
(PiJPa) < 0,528 будет достаточно крутой, и тогда произвольную
точку а для облегчения построения касательной выбирают на
нижнем пологом участке кривой, которая соответствует усло-
вию докритического истечения Ыра) > 0,528. Такая ситуация ус-
ложняет расчет (приходится вычислять (р0), к тому же, касатель-
ная к пологому участку кривой может быть проведена неточно,
и при малом угле наклона касательной возникает большая по-
грешность расчета.
Рассмотрим способ определения утечки и объема сети, поз-
воляющий избежать указанные трудности. Процесс расширения
воздуха внутри сети в результате утечки можно считать изотер-
мическим, поскольку он протекает медленно и воздуху возвра-
щается тепло от нагретых им стенок трубопроводов. Для облас-
ти критического истечения и изотермического расширения воз-
духа в трубопроводах получено соотношение [48], по которому
445
можно подсчитать время истечения если известно конечное дав-
ление pi'.
----7----In-И..
F-VVPr^i д
(7.31)
Массовый расход воздуха, вытекающий через суммарное эк-
вивалентное сечение в трубопроводах F, определится известной
формулой (см. главу 1):
т = F• » кг/с-
Подставляя произведение (F-\|/) из этой формулы в (7.31) и
имея в виду уравнение неразрывности потока т = p0-V0 = po-V^
(Vo, р0 — расход и плотность воздуха при нормальных условиях,
р0 = 1,205 кг/м3), после преобразований получаем
V =——In—, м’/с,
Ро т Д
(7.32)
где Vyr - объем утечки воздуха, отнесенный к нормальным усло-
виям; Vc — объем сети, м3; р, — плотность сжатого воздуха при
давлении р} и температуре Тъ кг/м3; т- время истечения за пери-
од падения давления от р{ до р^ Pi — конечное давление процесса
истечения, МПа.
Если объем сети неизвестен, то его можно определить, ис-
пользуя метод подключения известного дополнительного объе-
ма V по формуле
являющейся следствием соотношения (7.32) для двух наблюде-
ний: сначала фиксируются параметры р, и т для сети объемом Vc,
а затем р' и х' для сети с подключением объемом (Vc + Удоп).
Точное определение внутреннего объема сети не только
важно как необходимый элемент количественного знания утеч-
ки, но представляет также самостоятельное средство контроля
за состоянием сети. Например, отмеченное при измерениях
уменьшение объема сети за время эксплуатации может указы-
вать на загрязнение трубопроводов, скопление в их пониженных
446
Рис. 7.35. Схема измерения
утечек в сети сжатого воз-
духа
участках конденсата,
продуктов коррозии и
других отложений. До-
полнительным объе-
мом может быть ресивер или отрезок трубы диаметром 400-
600 мм и длиной 5-6 м. Дополнительный объем подключают в
любом месте сети задвижкой или вентилем 2 (рис. 7.35).
Проведение испытаний. Сначала регистрируются давление
ри и температура Ту в сети. Затем задвижкой 1 сеть быстро пере-
крывается и начинается процесс истечения воздуха из всех неплот-
ностей. В момент включения секундомера фиксируется давление
р} и по исходу времени т - давление р, (необходимо помнить, что
при критическом истечении давление р, должно быть больше
0,2 МПа). Далее открывают задвижки 7 и 2 и вновь заполняют
сеть до давления рн. После вторичного перекрытия сети задвижкой
1 наблюдение продолжается. На все измерения требуется не более
30 мин. Необходимость в получении большого количества опыт-
ных точек и графических построениях полностью отпадает. Для
двух значений рх и р, легко учесть погрешность показаний маноме-
тра, цена делений шкалы которого особого значения не имеет.
Пример 7.5. Требуется определить утечку воздуха в участке
сети объемом Vc = 47 м3, рк = 0,7 МПа, Тн = Ту = 310 К. При пер-
вом измерении абсолютное давление в сети от р} = 0,65 МПа до
р, = 0,6 МПа снизилось за Tj = 40 с, при втором измерении от р} =
= 0,5 МПа до pt = 0,45 МПа - за т2 = 42 с.
Первое измерение:
плотность сжатого воздуха
р( = 0,65 106/287-310 = 7,3 кг/м3.
величина утечки
y-=-S?l,n^=(,-569 M3/c=205iM,/4-
Второе измерение:
плотность сжатого воздуха
pj = 0,5 106/287-310 = 5,62, кг/м3,
447
величина утечки
V" = — In— = 0,549 М3/с = 1979 м’/ч.
1,205 42 0,45
Расхождение результатов составило 3,5 %, что приемлемо.
Глава 40. ВЛАГА В СЕТЯХ И МЕРЫ ЕЕ УСТРАНЕНИЯ
40.1. ВЫПАДЕНИЕ ВЛАГИ В СЕТЯХ
Сжатие влажного воздуха в компрессоре сопровождается од-
новременным увеличением давления и температуры воздуха, но
относительная влажность воздуха ср уменьшается, так как влия-
ние температуры сказывается сильнее. Последующее охлажде-
ние воздуха в охладителе повышает относительную влажность
воздуха ср и нередко сопровождается конденсацией водяных па-
ров, когда (р становится больше единицы. Капельная влага час-
тично уносится из охладителя продувкой, если она функциони-
рует, или уходит в следующую ступень, где вновь превращается
в водяной пар. Испарение влаги в ступени в процессе сжатия тре-
бует затраты тепла, поэтому процесс «влажного» сжатия при-
ближается к изотермическому, что всегда выгодно.
В концевом охладителе конденсация паров воды может про-
изойти лишь при достаточно низкой температуре воздуха после
охладителя и большой влагоемкости всасываемого воздуха, обус-
ловливаемой его высокой температурой и относительной влаж-
ностью. В противном случае выпадение влаги не произойдет, а
концевой охладитель лишь приблизит к компрессорной станции
зону выпадении влаги. Охлаждение воздуха в магистральных и
цеховых сетях при сохранении его давления приводит к конденса-
ции части водяных паров, причем по мере продвижения потока
по трубопроводам количество влаги увеличивается. Изменение
влагосодержания воздуха на любом участке компрессорной уста-
новки и магистрали определяется с помощью приведенных в пер-
вой главе формул или номограммы (см. рис. 1.8).
Если на участке не происходит конденсация водяного пара,
то его парциальное давление рп изменяется пропорционально
давлению влажного воздуха р, т. е. pjp = const, и соответственно
при сжатии влажного воздуха p2fp\ = р&1Рпъ гДе Р\ и Pni— соответ-
ственно парциальные давления воздуха и пара в начале процесса
сжатия; р2 и рп2 - то же в конце процесса сжатия.
448
Учитывая, что ф = pjpm (формула (1.43)), получаем
ф2 = ф( &2 ^нп1 = ф) ^нп1 &2 t
Р\ Рт2 Pl Рнп2
где рнп1 и - соответственно парциальное давление насыщен-
ных паров.
Таким образом, относительная влажность нового состояния
определяется по известной относительной влажности прежнего
состояния. Но поскольку начальное состояние а = <prpHni/pi пред-
ставляет определенную постоянную величину, то нахождение
относительной влажности для каждого нового состояния можно
расчитать по формуле
^иш Ржи
Относительную влажность ф2 можно также рассчитать по
формуле (1.44), если предварительно определить постоянную
в =ф.------i--
V10,622+4
для начального состояния и умножить ее на pjpmi для последую-
щих состояний:
ф, = в—- (7.34)
Р™
Проследим изменение влажности воздуха по участкам системы
«компрессор-сеть-пневмодвигатель», приведенной в табл. 7.10.
Давление насыщенного водяного пара определяется по табл. П2
приложения в зависимости от температуры влажного воздуха. На-
чальное состояние воздуха plt и ф! задано; последующие значе-
ния ф, рассчитываются, например, для летнего периода:
<р = ф £2. Рвй. = 0 7 23,26 102 0,235 ]06 = Q= 6
Pi Р«п2 0,1 106 2181,5 102
ф, = О,О163-^-=О,01630,23 109 = 0,631 ит. д.
р„„з 59.4102
449
Проанализируем изменение влажности воздуха.
Летний период эксплуатации. Влажность воздуха остается
меньше единицы до второго охладителя и только в его проточ-
ной части начинается конденсация. Сбор конденсата и удаление
его периодической продувкой или с помощью конденсатоотвод-
чика, как правило, не производится; тогда капли конденсата уно-
сятся потоком воздуха в третью ступень, где произойдет влаж-
ное сжатие. В третьем (концевом) охладителе количество скон-
денсированной влаги равно разности количества влаги, посту-
пившей в компрессорную установку:
d' =0’622О,1-Хо7Г23,26.Ю2 = 10-29510” КГ/КГ= 10’295 Г/КГ-
и количества влаги, оставшейся после конденсации:
59 40-Ю2
= 0'6220.875-106-59,40 1(1’ = ^1-10^ = 4,251 г/кг,
А^ = - d7 = 10,295 - 4,251 = 6,044 г/кг.
Таким образом, перед поступлением в сеть в концевом охла-
дителе выделится 58,7 % влаги. Дополнительная влага выделит-
ся в сети при охлаждении воздуха с 36 до 25 °C, так как воздух
поступает к пневмодвигателю с влагосодержанием
dr = 0,622----31’*6—------Т = 2,358-10’3 кг/кг = 2,358 г/кг,
8 0,825 106 - 31,16-102
Adj = d, - ds = 4,251 - 2,358 = 1,893 г/кг, или 18,4 %.
Компрессор К-250-61-5 имеет производительность т0 = 5,12
кг/с (255 м3/мин), и количество влаги, поступившей в компрессор
вместе с воздухом в рассматриваемых условиях, равно
твл = т0 dy = 5,12 10,295 = 52,71 г/с = 189,76 кг/ч.
Из этого количества в компрессорной установке, включая
концевой охладитель, выделится влаги т'пл = m^Ady — 5,12-6,044 =
= 30,945 г/с = 111,4 кг/ч и далее в сети выделится влаги =
= гп0-Дб/2 = 5,121,893 = 9,692 г/с = 34,892 кг/ч, а в целом (111,4 +
+ 34,892) = 146,292 кг/ч, что составит 77,1 %.
450
Зимний период эксплуатации. Конденсации паров влаги из
воздуха не происходит ни на одном участке системы из-за низкой
влажности поступающего в компрессор воздуха:
4=0.622------1,°8'10--= = 0,67 I О-3 кг/кг = 0,67 г/кг,
0,1-Ю6-1,08-Ю2
что практически на порядок ниже, чем влажность воздуха в лет-
них условиях (10,295 г/кг). Однако периодическое потребление
либо снижение нагрузки на каком-либо участке сети может вы-
звать более глубокое охлаждение сжатого воздуха в подводящей
магистрали, и тогда произойдет конденсация с возможным пере-
мерзанием трубопровода. В рассматриваемом случае конденсация
начинается при температуре сжатого воздуха +5 °C и при дальней-
шем его охлаждении ниже 0 °C конденсат превращается в лед.
Осенне-весенний период эксплуатации. Конденсация про-
изойдет после концевого охладителя, и хотя выделяемой влаги
меньше примерно в 2 раза, чем в летний период, ее влияние на
сеть более существенно: при резком снижении температуры ок-
ружающего воздуха, что в этот период нередко, температура
сжатого воздуха может стать отрицательной, и трубопровод пе-
ремерзнет. Осенне-весенний и зимний периоды сопровождаются
такими атмосферными явлениями, как туманы, дожди, снег. Ту-
маны всех видов независимо от температуры воздуха состоят из
частиц, преобладающий радиус которых колеблется в пределах
2-20 мкм. В дождях число капель радиусом 20 мкм составляет
1200-1400 на 1 м3 воздуха. Морось и мгла содержат в себе до
35 % частиц радиусом менее 18 мкм. Во время метелей при вет-
рах происходит механическое дробление больших хлопьев снега,
в результате чего образуется до 2000 и более частиц радиусом
менее 19 мкм на 1 м3 воздуха.
Количественной оценкой этих частиц в воздухе является вод-
ность, под которой понимается масса частиц в граммах, прихо-
дящаяся на 1 м3 воздуха. Водность тумана достигает 2 г/м3, а ме-
телей — 3 и более г/м3. Большинство таких частиц проходит че-
рез фильтры стационарных компрессоров и оказывает опреде-
ленное влияние на пневмосистему. Среднеарифметическая мак-
симальная водность частиц, прошедших через кассетные и сет-
чатые самоочищающиеся фильтры, составляет [52], г/м3: при ту-
манах - 0,95, дождях - 0,26 и метелях - 0,8-1,4. Однако на боль-
шинстве крупных компрессорных установок фильтры на входе
демонтированы, и все виды осадков беспрепятственно проника-
451
ют во всасывающий патрубок. Когда в воздухе есть частицы
водного происхождения, его абсолютная влажность не соответ-
ствует общепринятому определению, а равняется сумме масс во-
дяного пара и частиц, приходящихся на 1 м3 воздуха. Назвав эту
сумму полной абсолютной влажностью, можно написать
Рабе = Рп + Рч»
где рп — абсолютная влажность, г/м3; рч - масса частиц, г/м3.
Отличие полной абсолютной влажности рабс от рп тем больше,
чем ниже температура воздуха. Например, при температуре возду-
ха -20 СС имеем рп = 1,377 г/м3 (см. табл. П7). Если принять вод-
Таблица 7.21
Изменение влажности воздуха ио участкам системы
«компрессор-сеть-пиевмодвигатель» в разные периоды года
Точка Участок р, МПа Летний период
Г. °C рто, ГПа ч>
1 2 3 4 5 6 7 8 На всасывании Перед первым охладителем После первого охладителя Перед вторым охладителем После второго охладителя Перед третьим охладителем После третьего охладителя Перед пневмодвигателем 0,1 0,235 0,23 0,495 0,49 0,88 0,875 0,825 20 123 36 130 36 117 36 25 23,26 2181,5 59,40 2701,2 59,40 1803,8 59,40 31,66 0,7 0,02 0,63 0,03 1,34* 0,079 2,4* 4.316*
Точка Участок Зимний период Осенне-весенний период
1,°С рю,. ГПа ч> г, °C Р™. ГПа Ч>
1 2 3 4 5 6 7 8 На всасывании Перед первым охладителем После первого охладителя Перед вторым охладителем После второго охладителя Перед третьим охладителем После третьего охладителя Перед пневмодвигателем -20 65 36 130 36 117 36 10 1,03 250,08 59,40 2701,2 59,40 1803,6 59,40 12,27 1,0 0,01 0,04 0,002 0,089 0,005 0,159 0,726 6 105 36 130 36 117 36 14 9,34 1208 59,40 2701,2 59,40 1803,8 59,40 15,97 1,0 0,018 0,36 0,017 0,77 0,04 1,375* 4,824*
’ Выпадение влаги.
452
ность тумана рч = 2 г/м3, то рабс = 3,377 г/м3, т. е. в 3,6 раза больше
рп. Влияние частиц на воздухораспределительную сеть выражает-
ся в том, что во время туманов и осадков зона конденсации зарож-
дается при более высокой температуре сжатого воздуха по сравне-
нию с засасываемым воздухом без частиц. Наличие прошедших
через фильтр (или без фильтра) частиц способствует увеличению
общего количества конденсата. Например, если для рассмотренно-
го в табл. 7.21 изменения влажности воздуха по участкам пневмо-
системы в осенне-весенний период года принять начальную темпе-
ратуру воздуха = 6,0 °C (рп = 7,26 г/м3 при <р, = 1,0) и водность ту-
мана рч = 2,0 г/м3, то состояние атмосферного воздуха будет соот-
ветствовать условной температуре = 10 °C (ртах = 9,26 г/м3) и дав-
лению рнп = 12,27 гПа. В таком случае конденсация начнется уже
во втором охладителе, а после концевого охладителя выделится
дополнительно 3,3 г/кг влаги. Или при производительности ком-
прессора К-250-61-5 в 5,12 кг/с воздуха дополнительно выделится
1,69 т влаги в сутки. Эта дополнительная влага - результат атмо-
сферного изменения водности воздуха, поступившего в компрес-
сор. Уместно заметить, что расположение компрессорной станции
вблизи градирни, брызгальных бассейнов и других открытых теп-
лорассеивающих устройств способствует дополнительному по-
ступлению влаги в сеть сжатого воздуха.
40.2. МЕРЫ БОРЬБЫ С ВЛАГОЙ В ВОЗДУХОПРОВОДАХ
Выпадение влаги в магистральных и сетевых воздухопрово-
дах способствует потерям воздуха и затрудняет эксплуатацию
пневмосистемы.
В период холодов влага, накопившаяся в наиболее низких ме-
стах магистралей, примерзает к трубам и уменьшает их проход-
ное сечение. Дросселирование потока через узкое сечение со-
провождается дальнейшим снижением температуры, в результа-
те чего сечение полностью перекрывается и доступ сжатого воз-
духа к потребителям прекращается. Наблюдения показали, что
перемерзание воздухопроводов происходит при небольших мо-
розах или при наступлении оттепели после сильных морозов,
когда в атмосферном воздухе влагосодержание увеличено, а тру-
бы достаточно холодные и зона выделения влаги приближается
к опасному участку воздухопровода.
Влага накапливается в тупиковых участках трубопроводов,
перед удаленными потребителями сжатого воздуха, а также при
453
периодических расходах воздуха потребителями, работающими,
например, одну-две смены в сутки, что вызывает необходимость
частых или непрерывных продувок с потерями воздуха. Особен-
но много воды накапливается в течение третьей смены при ма-
лой нагрузке. Продувка воздухопровода лишь удаляет накопив-
шуюся в данном участке влагу, но не может устранить дальней-
шее ее поступление из магистрали. Влага, попадающая в пнев-
моприемники, ухудшает их работу не только засорением пуско-
регулирующей аппаратуры водой и продуктами коррозии, но и
обмерзанием выхлопных клапанов и патрубков при расширении
холодного воздуха.
Особенно велико отрицательное влияние влаги в воздухе, по-
ступающем в пневмонасосы и пескоструйные аппараты, эффек-
тивность работы которых зависит от сухости перемещаемого
материала (песка, цемента, соды и др.) и воздуха. Предваритель-
ная подсушка сыпучего материала может оказаться недостаточ-
ной, так как сжатый воздух, даже освобожденный от капель во-
ды при расширении в соплах, резко охлаждается, в результате
часть паров воды конденсируется и увлажняет транспортируе-
мый материал. Наиболее сильное увлажнение перемещаемого
воздухом сыпучего материала наблюдается при недостаточном
водоотделении до пневмонасоса, тогда сопла забиваются влаж-
ным материалом, производительность аппарата падает и возрас-
тает непроизводительный расход воздуха на продувку. Сниже-
нию влажности воздуха в воздухопроводах помогают осушка
сжатого воздуха специальными установками; подогрев сжатого
воздуха.
Какое количество воздуха требуется осушить на предприя-
тии? Где размещать установку осушки воздуха и какую? До ка-
кой точки росы необходимо осушить воздух? Все перечислен-
ные вопросы следует решать комплексно на основе технико-
экономического анализа.
Степень осушки сжатого воздуха регламентируется клас-
сом его загрязненности по ГОСТ 17433-80. Для ряда пневмати-
ческих систем и устройств класс загрязненности указывается в
технических требованиях к их эксплуатации; при отсутствии
последних можно ориентироваться на рекомендации, приведен-
ные в табл. 5.4.
Некоторые потребители сжатого воздуха предъявляют к не-
му жесткие требования по влагосодержанию. Так, автомобиле-
строение в соответствии с ГОСТ 9010-80 «Воздух сжатый для
454
распыления лакокрасочных материалов» ограничивает влагосо-
держание воздуха с давлением 0,6 МПа значением 1,6 г/м3
(1,24 г/кг).
Рабочее давление и температура сжатого воздуха определя-
ются условиями работы пневмосистемы на предприятии. Напри-
мер, рабочая температура сжатого воздуха зависит в первую оче-
редь от температуры окружающего воздуха в цехе (на участке),
протяженности цеховых магистралей, которые, как правило,
прокладываются без изоляции, и от режима потребления. При
неблагоприятных условиях рабочая температура сжатого возду-
ха становится близкой к температуре окружающей среды и тог-
да, согласно ГОСТ 17433-80, температура точки росы (влагосо-
держание d, г/кг) для классов 3,5,7, 9, 11 и 13 должна быть ниже
минимальной рабочей температуры, т.е. температуры в цехе, не
менее чем на 10 °C. Чаще всего температура воздуха в производ-
ственных помещениях в зимний и осенне-весенний периоды под-
держивается на уровне 14... 16 °C, но нередки случаи, когда тем-
пература там опускается до отметки 0...5 °C, особенно во время
простоев тепловыделяющего оборудования (ремонт, спад произ-
водства и др.). Определение влагосодержания сжатого воздуха
для всех нечетных классов, включая и нулевой, с температурой
точки росы не выше —10 °C по рабочему давлению и температу-
ре сжатого воздуха производится по формуле (1.44), но можно
воспользоваться для этих целей и диаграммой «t-d» (рис. 7.36).
В перерасчете, например, на влагосодержание сжатого воздуха
(р = 0,9 МПа) при рабочей температуре 20 °C ГОСТ 17433-80 уста-
навливает для классов загрязненности 0 и 1 d < 0,179 г/кг, а для
классов 3, 5, 7, 9, 11 и 13 d < 0,845 г/кг (температура точки росы
10 °C). Нормируемое влагосодержание сжатого воздуха при давле-
нии р = 0,6 МПа и рабочей температуре 10 °C для классов загряз-
ненности 0 и 1 будет выше d < 0,269 г/кг, а для других нечетных
классов - ниже d < 0,633 г/кг.
Первичная осушка сжатого воздуха охлаждением с конденса-
цией водяных паров достигается в концевых охладителях ком-
прессорных установок. Получаемая в этих условиях точка росы
ограничена температурой охлаждающей среды: при использова-
нии воды точка росы на 8 °C выше ее начальной температуры;
при использовании воздуха в воздушных охладителях точка ро-
сы также на 10 °C выше температуры атмосферного воздуха, но
при отрицательных температурах окружающей среды, точку ро-
сы ограничивают пределами 3...5 °C регулированием теплопе-
455
Рис. 7.36. Диаграмма «t-d» сжатого воздуха:
- давление 0,1 МПа; 2 - давление 0.4 МПа; 3 - давление 0,6 МПа; 4 - давление 0,8 МПа; 5 - давление 0,9 МПа
редачи во избежание перемерзания трубок аппарата. Концевой
водяной теплообменник типовых серий охлаждает сжатый воз-
дух до номинальной температуры 36 °C, обеспечивая остаточное
влагосодержание при давлении 0,9 МПа около 4,25 г/кг, а при
давлении 0,6 МПа - 6,2 г/кг, что на порядок превышает норми-
руемые значения влагосодержаний, рассмотренных в примере.
Несоответствие ГОСТам вынуждает создавать на компрес-
сорных станциях и в цехах предприятий комплекс установок по
очистке и осушке воздуха. При правильном монтаже трубопро-
водов значительная часть влаги и механических включений сте-
кает в низкие места и удаляется из системы специальными водо-
грязеуловителями. Однако и при этом одного фильтра-влагоот-
делителя не всегда достаточно. Чем выше требуемая степень
очистки, тем больше применяется ступеней очистки сжатого
воздуха. Схемы использования очистных устройств в целях до-
стижения степени очистки воздуха в соответствии с рекоменда-
циями табл. 5.4 показаны на рис. 7.37-
После концевого охладителя 1 устанавливается влагомасло-
отделитель 2, уменьшающий количество попадающего в ресивер
3 компрессорного масла и сконденсированной в охладителе вла-
ги. Если магистральный трубопровод имеет большую протяжен-
ность, то при движении по
нему из воздуха выделяет-
ся большое количество
влаги. Поэтому на входе в
цех рекомендуется уста-
навливать грязевик 6 и
влагомаслоотделитель 5.
Для пневматического обо-
рудования группы А (см.
табл. 5.4) необходимо уста-
новить на входе грубый
фильтр 7 с тонкостью
фильтрации 80-100 мкм, а
для пневматического обо-
рудования группы В - цен-
тробежный фильтр-влаго-
Рнс. 7.37. Схема монтажа возду-
хопроводов н устройств для очл-
стки воздуха н для отвода загряз-
нений
3 2 1
457
отделитель <S, отделяющий 85—90 % влаги и механические части-
цы размером более 20-50 мкм. Если несколько пневматических
приводов или устройств имеют приблизительно одинаковые тре-
бования к качеству очистки воздуха, то устанавливают один груп-
повой фильтр-влагоотделитель 9.
Для очистки воздуха, питающего пневматическое оборудова-
ние группы Д, рекомендуется устанавливать два фильтра-влаго-
отделителя, из которых первый—уже упоминавшийся групповой
фильтр-влагоотделитель 9, а второй - фильтр-влагоотделитель,
обеспечивающий окончательную очистку от влаги на 95-99 %
при тонкости фильтрации 5-15 мкм.
Следует отметить, что фильтрующие материалы для отделе-
ния механических загрязнений имеют следующую тонкость
фильтрации, мкм: фильтрующие сетки - от 2 до 250, металлоке-
рамика - до 2, керамика - до 1, фетр и войлок - 15-20, волокни-
стые систематические материалы - 1-2, фильтрующие бумаги -
до 2 и ткани, пропитанные фреоновыми смолами, до 1.
Отделение влаги в парообразном состоянии более сложно.
Для стабильной и существенной осушки сжатого воздуха приме-
няются адсорбционные и холодильные установки, которые уста-
навливаются как на компрессорной станции, так и у потребителя.
С помощью адсорбирующих веществ можно получить очень
высокую степень очистки воздуха от паров влаги (точка росы
до -60 °C), однако на практике такая тщательная очистка тре-
буется редко. Перед адсорберами необходимо устанавливать
эффективные влагоотделители, предотвращающие попадание
жидкой влаги в адсорбер. Отсутствие влагоотделителей сокра-
щает время эксплуатации адсорбента, так как влага разрушает
его зерна. После адсорбера следует также устанавливать
фильтр тонкой очистки (15-20 мкм), отделяющий от воздуха аб-
разивную пыль адсорбирующих веществ. Например, фирма
«Atlas Сорсо» применяет фильтр тонкой очистки с фетровым
фильтрующим материалом. Адсорберы с наполнителями из си-
ликагеля и активированного оксида алюминия (алюмогеля) хо-
рошо улавливают капли и пары масла, однако эти компоненты
практически не удаляются при регенерации методом нагрева-
ния. Поэтому перед адсорберами с этими наполнителями при
опасной концентрации масла устанавливаются маслоотделите-
ли с фильтрующим материалом из более дешевого активиро-
ванного угля, который по мере насыщения заменяется. С энер-
гетических позиций адсорбционные установки весьма неэконо-
458
мичны: потеря давления воздуха в них достигает 0,06 МПа, не-
обходим воздух для регенерации и его подогрев до температуры
выше 200 °C и требуется частая замена адсорбента из-за разру-
шения зерен. По этим причинам рекомендуется прибегать к
осушке адсорбцией лишь в тех случаях, когда нельзя достичь
требуемой точки росы другими способами. По сравнению с
осушкой сжатого воздуха адсорбцией использование холодиль-
ных машин создает такие преимущества, как непрерывность и
автоматизация процесса конденсации паров воды.
Стабильная точка росы на уровне 3.. .5 °C обеспечивается ти-
повыми сериями холодильных установок зарубежных фирм
«Atlas Сорсо», «Dalva Consalting» и др. При давлении воздуха
0,7 МПа такая температура точки росы соответствует влагосо-
держанию 0,67-0,77 г/кг, что вполне достаточно для ряда техно-
логических процессов, так как в результате постепенного про-
грева воздуха в цеховых магистралях дальнейшая конденсация
полностью исключается. В энергетическом отношении такой
способ осушки экономичнее, чем адсорбционный: потери давле-
ния воздуха здесь незначительны - до 0,02 МПа.
Но, помимо энергозатрат, для осуществления своего цикла
все установки осушки воздуха требуют предварительного ох-
лаждения сжатого воздуха до 25...30 °C для адсорбционной
осушки и до 40 °C - для фреоновых холодильных установок. По-
сле адсорберов осушенный воздух имеет температуру порядка
30...35 °C, после теплообменника «воздух-воздух» фреоновой
холодильной установки - 25...35 °C. В результате охлаждения
воздух теряет свою работоспособность и его расход потребите-
лями возрастает (см. рис. 4.14). Таким образом, установки осуш-
ки воздуха любого типа способствуют увеличению его расхода и
дополнительной мощности компрессорной станции, причем в
летний период эксплуатации больше, чем в зимний период.
Пример 7.6. Соотношение между объемными и струйными
пневмоприемниками предприятия составляет 2:1. Магистраль-
ные трубопроводы теплоизолированы: средняя температура
сжатого воздуха в цеховых сетях принимается 80 °C для летнего
периода и 40 °C для зимнего периода эксплуатации при темпера-
туре его после компрессорной станции 120... 140 °C. Насколько
увеличится перерасход сжатого воздуха на предприятии после
установки осушки воздуха, после которой средняя температура
сжатого воздуха в цеховых сетях понизилось до 30 °C в летнее
время и до 15 °C в зимнее время?
459
Летнее время эксплуатации. Объемные пневмоприемники
увеличивают расход на 16,5 % (см. рис. 2.7) и струйные - 7,9 % и
при совместной работе
(1,165-2 | 1,079)
= 1,136, т. е. на 13,6 %.
Зимнее время эксплуатации. Расход воздуха для объемных
пневмоприемников в это время возрастает на 8,7 % и струйных —
на 4,2 % и вместе на 7,2 %.
При производительности компрессорной станции, например,
1000 м3/мин перерасход сжатого воздуха в летнее время эксплу-
атации будет 136 м3/мин, а в зимнее время - примерно в 2 раза
меньше. Это не только потребует дополнительной мощности
компрессорной станции, но и вводит компрессоры в режим глу-
бокого регулирования, что также энергозатратно.
Ответ на вопросы о том, какое количество воздуха следует
осушать и где необходимо размещать установки осушки воздуха,
следует решать с учетом ожидаемого перерасхода воздуха.
Восстановление тепла сжатого воздуха после его осушки
можно осуществить в теплообменнике «воздух-воздух», кото-
рый устанавливается вместо концевого охладителя. Сжатый
воздух покидает компрессорную установку с температурой
120... 140 °C (центробежные машины) и 150... 160 °C (поршне-
вые машины) и затем направляется в рекуперативный теплооб-
менник, где охлаждается встречным потоком того же воздуха
после осушки с температурой 25...40 °C. Такая технологическая
схема позволит подогреть осушенный воздух до температуры
100...НО °C, что, при наличии изоляции трубопроводов, снизит
перерасход сжатого воздуха. Для этой цели наиболее подходят
пластинчатые теплообменники, выпускаемые отечественной
промышленностью на различную тепловую нагрузку.
7.3. ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ ПРИ ПОТРЕБЛЕНИИ
СЖАТОГО ВОЗДУХА
Глава 41. ПОДОГРЕВ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Подогрев сжатого воздуха является простым и эффектив-
ным средством уменьшения его расхода и предотвращения кон-
денсации водяных паров. Осушка сжатого воздуха при его подо-
460
греве не требуется. Немаловажную роль в сохранении энталь-
пии сжатого воздуха играет теплоизоляция трубопроводов, со-
кращающая потери тепла в окружающую среду. Но в отдельных
случаях наложение изоляции на трубопроводы нецелесообраз-
но, например, при низкой температуре сжатого воздуха после
его осушки, при периодическом потреблении воздуха, а также
при весьма протяженных магистральных трубопроводах.
На рис. 7.38 показано изменение температуры сжатого возду-
ха по длине трубопровода, рассчитанное по формуле (4.6) для ус-
ловий: /] = 135 °C,Pi = 0,8 МПа, расход воздуха 2200 м3/ч при нор-
мальных условиях; = 0,1 м, dHaE = 0,112 м; коэффициент тепло-
передачи неизолированного трубопровода Анеиз = 4,6 Вт/(м-К) и
изолированного трубопровода kin = 0,92 Вт/(м-К). Сжатый воздух
влажный, его влагосодержание определяется температурой окру-
жающей среды t0 и относительной влажностью ф0 = 1,0 на входе в
компрессор. В расчете не учитывалось тепло, выделяемое при
конденсации паров воды из сжатого воздуха при его охлаждении
в трубопроводе в момент перехода через точку росы.
Верхняя группа кривых отражает зависимость температуры
сжатого воздуха по длине изолированного трубопровода от тем-
пературы окружающей среды t0; нижняя группа кривых - неизо-
лированного трубопровода. Точка пересечения линии 7 с кривы-
ми температур сжатого воздуха определяет температуру, при ко-
торой начинается конден-
сация паров воды (точка
росы). Так, при темпера-
туре окружающей среды
tQ = = 10 °C (ф0 = 1,0) и
давлении сжатого воздуха
Pi = 0,8 МПа температура
точки росы Гр = 45,8 °C.
Конденсация паров воды
начинается на участке
трубопровода длиной
580-600 м (точка а) и про-
должается при дальней-
шем охлаждении воздуха.
Рис. 7.38. Изменение температу-
ры сжатого воздуха по длине
трубопровода
О
461
Рис. 7.39. Изменение темпе-
ратуры сжатого воздуха по
длине трубопровода с на-
чальной температурой 50 °C
На рис. 7.39, а показа-
но изменение темпера-
туры сжатого воздуха
по длине трубопрово-
да, рассчитанное для
тех же условий, но на-
чальная температура
сжатого воздуха - 50
°C, на рис. 7.39, б - из-
менение температуры
по длине трубопрово-
да, имеющего dBil = 50 мм, JHap = 60 мм, Vo = 550 м3/ч. Выбор на-
чальной температуры сжатого воздуха = 50 °C и температур ок-
ружающей среды t0 = 0.. .25 °C продиктован условиями прокладки
трубопроводов в цехе. Как и следует ожидать, тепловое равнове-
сие потока сжатого воздуха с окружающей средой наступает до-
статочно быстро; после участка трубопровода длиной 500-600 м
температуры практически выравниваются, гсв = г0, и, если сжатый
воздух был предварительно осушен, то конденсация паров воды
из него неизбежна.
Относительное сокращение расхода воздуха в процессе подо-
грева его от температуры Г, до Т2 либо при сохранении темпера-
туры горячего воздуха Т2 в изолированном трубопроводе отно-
сительно температуры охлажденного воздуха Тх в неизолиро-
ванном трубопроводе можно рассчитать по формулам, анало-
гичным (4.9) и (4.10): для объемных пневмоприемников
“вд = (1 - ЛЪ).
для струйных пневмоприемников
<^=(1-7ъ7ъ)
Срок окупаемости изоляции трубопровода можно подсчи-
тать как отношение затрат на изоляцию 5ИЗ к годовому сниже-
нию эксплуатационных расходов при использовании нагретого
воздуха Эиз, т. е. Km - SKJ3wy Вследствие сохранения энтальпии
сжатого воздуха в изолированном трубопроводе экономится
462
= (1-7'1/7'2). или а" =(1-7?^)
воздуха (Ть Т2 — соответственно температура сжатого воздуха
перед потребителем в неизолированном и изолированном трубо-
проводе), и годовое снижение эксплуатационных расходов при
использовании нагретого воздуха при этом составит
э„, = <Уоти,Хэ руб/год,
где Vo - производительность компрессорной установки или по-
требление сжатого воздуха участком, м3/ч; т - число часов рабо-
ты компрессорной установки или потребление сжатого воздуха
участком в год, ч; пе - удельный расход электроэнергии на про-
изводство сжатого воздуха, кВт-ч/м3; 5Э - стоимость электро-
энергии, руб/(кВт-ч).
Затраты на изоляцию складываются из стоимости изоляцион-
ного материала, стоимости наложения изоляции, стоимости ре-
монта изоляции, которые за срок эксплуатации и в условиях рын-
ка могут значительно изменятся. В первом приближении затраты
на изоляцию составят около 20 % от стоимости трубопроводов:
= 0,2^ /^ S^, 10 3 руб.,
где - масса одного погонного метра трубы, кг/м; - длина
трубопровода, м; STp - стоимость 1 т трубы, руб/т.
Таким образом, срок окупаемости наложения изоляции со-
ставит
Пример 7.7. Определить срок окупаемости изоляции магист-
рального трубопровода для условии эксплуатации: температура
сжатого воздуха после компрессорной установки Гн = 135 °C, расход
сжатого воздуха Vo = 2200 м3/ч; = 0,1 м; температура окружаю-
щей среды г0 = -10 °C; <7()ар = 0,112 м; т = 8760 ч; пе = 0,105 кВт-ч/м3;
= 0,8 руб/(кВтч); = 14 000 руб/т; = 19,0 кг/м. Потребители
воздуха: 70 % - объемные пневмоприемники, 30 % - струйные
пневмоприемники. Длина трубопровода = 1000 м и /2 = 3000 м.
1. Срок окупаемости изоляции трубопровода длиной Д = 1000
м. Температуру сжатого воздуха перед потребителем (в конце
трубопровода) найдем по рис. 7.38 или по формуле (4.6) при ко-
463
эффициенте теплопередачи для неизолированного трубопрово-
да Лненз = 4,6 Вт/(м2-К) и изолированного трубопровода kiO =
= 0,92 Вт/(м2-К): Z, = 7 °C, t2 = 87 °C соответственно. Тогда
< = 0,7 1-—1+0,зГ1- /^1 = 0,191,
I 358) \358j
„ 0,2 19,0 1000 14000-Ю’3 „
Е =---------------------------= 0,173 года.
из 0,191-2200-8760-0,105 0,8
2. Срок окупаемости изоляции трубопровода длиной 12 = 3000
м. Соответственно для неизолированного и изолированного тру-
бопровода получим: = -9,7 °C, t2 = 30,3 °C:
<=0,7(1-^|+0.зГ1- М=о-из,
V 303,3 J [ } 303,3 J
„ 0,2 19,0 3000 14000-Ю’3 п
£ич =--——-----------------= 0,87 гола
нз 0,113 - 2200 8760 • 0,105 • 0,8
Расчеты показывают, что для зимних условий эксплуатации
при большой протяженности магистральных трубопроводов (бо-
лее 1000 м) и сравнительно небольшого расхода воздуха изоля-
ция воздухопроводов в большинстве случаев оказывается целе-
сообразной.
На рис. 7.40 представлены кривые экономии сжатого возду-
ха для объемного расхода и для струйного расхода (штриховые)
в зависимости от степени подогрева и начальной температуры
Г, =0; 20; 40 °C.
Подогрев воздуха необходимо организовать в непосредствен-
ной близости от потребителя, иначе эффект от подогрева сни-
зится. Для отдельных пневмоприемников подогрев, кроме со-
кращения расхода воздуха, благоприятно сказывается на техно-
логическом процессе. Например, подогретый воздух, поступаю-
щий в пневмонасосы или пескоструйные аппараты, заметно
улучшает их работу, так как при расширении воздуха не проис-
ходит увлажнение сыпучей среды (песка), что предотвращает за-
бивание сопел и уменьшает простои.
В табл. 7.22 показаны результаты подогрева воздуха от 40
до 200 °C, используемого в соплах (форсунках). Температура
подогретого воздуха в конце расширения равна +25,5 °C, в то
464
Рис. 7.40. Экономия сжатого воздуха в резуль-
тате его подогрева перед пневмоприемннками
время как расширение холодного воз-
духа снизит ее до -75,5 °C. Такая тем-
пература приведет к комкованию, на-
пример, сырого песка или ухудшит
распыление мазута в топливных фор-
сунках. Сохранение температуры
сжатого воздуха выше 70 °C перед
его потреблением (см. табл. 7.22) пу-
тем теплоизоляции трубопроводов
либо подогрева предотвратит конден-
сацию влаги при любом давлении и
начальной влажности воздуха, посту-
пающего в компрессор. В таком случае осушка воздуха не
требуется.
Для пневматических ручных инструментов воздух обычно не
подогревается из опасения ухудшения условий труда. Между тем
умеренный подогрев воздуха до 90... 100 °C перед пневмоинстру-
ментом уменьшает расход на 10-15 %, увеличивая его работо-
способность без ухудшения условий труда - температура стенок
инструмента, как показали испытания [13], не превышала
40...50 °C.
Сжатый воздух после турбокомпрессоров, винтовых компрес-
соров «сухого» сжатия и поршневых компрессоров, работающих
Таблица 7.22
Изменение параметров сжатого воздуха с давлением 0,5 МПа при его
истечении через сопло диаметром 15 мм в атмосферу и предварительном
подогреве воздуха с температуры 40 до 200 °C
Параметр До подогрева После подогрева
Начальная температура, °C Температура в конце адиабатного расширения, °C Скорость воздуха при критическом истечении, м/с Массовый расход через сопло, кг/с Объемный расход, приведенный к нормальным условиям, м3/ч Кинематическая энергия струи, кДж/кг ! Сокращение расхода воздуха, % 40 -75,5 322 0,202 603,5 51,84 200 25,5 396 0.165 493 78,4 18,5
465
без смазки, можно подогревать до 200.. .250 °C, не нарушая усло-
вия безопасной работы пневмосистемы. Подача воздуха от порш-
невых и ротационных компрессоров, работающих на смазке, со-
провождается уносом некоторого количества масла в магистраль
и отложением его в трубопроводах. В этом случае наиболее важ-
ными условиями безопасной эксплуатации при подогреве сжатого
воздуха являются: тщательное отделение масла от воздуха до по-
ступления в сеть и подогреватель; применение масел соответству-
ющей очистки и с температурой вспышки не ниже 220 °C; надле-
жащая плотность поршневых колец; периодическая промывка,
продувка (желательно паром) и очистка воздухопроводов.
Подогрев воздуха выгоднее всего осуществлять теплом отхо-
дящих газов. Домны, мартены, нагревательные печи и другие их
виды являются наиболее распространенным типом промышлен-
ного оборудования. Обычно в них сжигается газ или мазут, а вы-
деляющееся тепло используется в технологических процессах.
Однако в соответствии с тепловым балансом печи не удается его
полностью использовать, и более 20 % тепла отводится с уходя-
щими дымовыми газами в окружающую среду. Для экономии
топлива печи оснащают рекуперативными теплообменниками
(воздухонагревателями), возвращающими часть тепла отходя-
щих газов обратно в печь. Котлы-утилизаторы или водонагрева-
тели, устанавливаемые после воздухонагревателей, могут доста-
точно глубоко использовать тепло уходящих газов, однако и при
этом не менее 10 % тепла выбрасывается в трубу.
Однако недостаточная стойкость к низкотемпературной кор-
розии и к износу при забалласгировании дымовых газов тверды-
ми частицами, низкая тепловая эффективность ограничивают
применение воздухоподогревателей при использовании сбросно-
го тепла. Новая серия трубчатых воздухоподогревателей, выпу-
скаемых АО «Подольский машиностроительный завод», лишена
перечисленных выше недостатков при их эксплуатации после
печей, сжигающих высокосернистые топлива или малосернис-
тый уголь. Схема такого утилизатора с гибами из оребренных
труб показана на рис. 7.41.
Значительно расширяет сферу применения утилизаторов в
промышленных печах комбинированный водовоздушный тепло-
обменник - ВВТ (рис. 7.42), в котором тепло уходящих газов ис-
пользуется на нагрев воздуха и воды. ВВТ выдает воздух пони-
женной температуры (130... 150 °C), но одновременно обеспечи-
вает возможность более глубокой утилизации сбросного за счет
466
Рис. 7.41. Схема утилизатора тепла
с гибами нз оребренных труб [25]
отбора тепла водой в рас-
сечку с отбором воздухом.
В зарубежной практике
считается целесообразным
подогревать сжатый воздух
в специальном теплооб-
меннике за счет прямого
сжигания топлива. Такое
использование топлива оправдано лишь в том случае, если стои-
мость сэкономленного воздуха больше стоимости подогрева.
Критерием экономичности назовем отношение стоимости
сэкономленного воздуха Ав к стоимости подогрева А„, т. е. кэ =
= AJAn. Если вследствие подогрева экономится
< = (1 -Т,/Тг) илиа"од = (1 -
воздуха, то на каждый сэкономленный 1 м3 воздуха надо подо-
греть (1 - с'од) или (1 - о" д) воздуха. Стоимость сэкономленного
воздуха при его потреблении участком Vo, м3/с, при нормальных
условиях составит
Ав = 3600-а;,од-У0'Ие-5э руб/ч,
где пе - удельный расход электроэнергии на производство сжато-
го воздуха, кВтч/м3; 5Э — стоимость 1 кВт-ч электроэнергии,
руб/(кВт-ч).
Стоимость подогрева определяется расходом топлива на эти
цели:
А„ = 3600 В 5Т руб/ч,
где 5Т - стоимость еди-
ницы топлива, руб/кг
или руб/м3 газа; В -
расход топлива на по-
догрев, кг/с или м3/с.
Рис. 7.42. Схема комбиниро-
ванного водовоздушного
утилизатора
467
Количество тепла, необходимое для подогрева (1 - a')V0 воз-
духа на Дгв °C, равно
Со С ^под)^0’Ро’^рв'Д^в>
где срв - средняя теплоемкость воздуха в интервале температур
Дгв = (/2 - /j), кДж/(кг-К); р0 = 1,205 кг/м3 - плотность воздуха при
нормальных условиях.
Расход топлива на подогрев воздуха
В ————, кг/с (м3/с),
где Сн - теплота сгорания топлива, кДж/кг; Т|Г1 - кпд подогрева-
теля, учитывающий потери тепла в топочном устойстве.
Таким образом,
3600 - - Ур «е \ 6Г Пп 6," Пп \
збоо(1 - <4Д )у„ • ро с,,, • д/„ • sT (i - <4Д) р„ • срв дгв sT
Формула для расчета критерия эффективности упрощается,
если, например, потребителями сжатого воздуха являются объ-
емные пневмоприемники:
(1-Т1/Т2) _ 1
(1-1+г>/г2)(т2-7;) т,’
тогда
,.,^’<2; Bn л
Ро Срв '^1
и если только струйные пневмоприемники, то
< (i-Ж
(1-Сд)лг„
468
n,g-yy
Ро-сР.(т; +A^)sT
При Л* > 1,0 подогрев выгоден.
Определить целесообразность подогрева сжатого воздуха с
температуры = 27 °C на Д/в = 100 °C. Топливо-природный газ
QP - 36,7 МДж/м3, Т|п - 0,8; пе = 0,1 кВт ч/м3; срв = 1,01 кДж/(кг-К);
5Э = 0,8 руб/(кВт-ч) и 5Т = 0,7 руб/м3 газа. Расчет произвести для
объемных и струйных пневмоприемников:
,, 0,1-36,7 103-0,8 0,8
к —---------------------— 94
3 1,205 1,01 293 0,7 ’ ’
,, 0,1-36,7 103 0,8-0,8
к = -------—--------—------—
3 1,205 • 1,01 (293+V293 393 )0,7
т. е. подогрев, безусловно, выгоден, ибо природный газ - высо-
кокалорийное и дешевое топливо.
Глава 42. ДЕЦЕНТРАЛИЗОВАННОЕ
ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЕ И РЕДУЦИРОВАНИЕ
СЖАТОГО ВОЗДУХА
42.1. ДЕЦЕНТРАЛИЗОВАННОЕ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЕ
В период 60-80-х годов прошлого века централизованное воз-
духоснабжение было определяющим и осуществлялось в основ-
ном на базе однотипных компрессоров до шести установок (про-
екты 4ВМ 100x4; К250х5 и др.). Преимущества централизации
очевидны: компрессоры связаны по системе управления регули-
рования и охлаждения, что уменьшает потребление энергии;
вспомогательное оборудование (фильтры, охладители и др.) опти-
мально выбрано; снижены расходы на обслуживание и ремонт.
Однако централизованному воздухоснабжению присущи и недо-
статки, влияние которых на экономические показатели производ-
469
ства и распределения сжатого воздуха все сильнее проявляются в
связи с удорожанием энергоносителей. Например, сравнительно
протяженные магистральные (свыше 1 км) и цеховые воздухо-
проводы с тупиковой схемой разводки имеют значительные теп-
ловые и гидравлические потери энергии и утечки. Компрессор-
ные установки образца 60-80-х годов (К-250-61-1, К-500-61-1,
4ВМ10-100/8 и др.) к настоящему времени выработали свой ре-
сурс, часто ремонтируются и как следствие отличаются высокими
удельными энергозатратами. К тому же, работа однотипных
крупных компрессоров на номинальной производительности
встречается крайне редко, особенно в последнее время. Значи-
тельный дисбаланс между производством и потреблением сжато-
го воздуха возник не сразу, а по мере ликвидации непроизводст-
венных расходов, когда энергетики стали отключать пневмопри-
емники в нерабочее время, устанавливать регуляторы давления,
снижать продувки и др. В такой ситуации компрессоры последо-
вательна вводят в режим регулирования производительности,
экономические показатели их работы падают, особенно при пре-
дельной разгрузке (для центробежных компрессоров общего на-
значения К-250. К-350 и К-500 это 60-65 % от номинальной про-
изводительности). Зачастую, когда возможности регулирования
исчерпываются, избыточный сжатый воздух просто стравливают
в атмосферу во избежание помпажа.
На рис. 7.43 представлена зависимость удельного расхода
электроэнергии от производительности компрессора К-250-61-
5, полученная в результате его испытаний на режимах регулиро-
вания [11]. В предельном положении дроссельной заслонки (угол
15°) нагрузка компрессора составляет 65 % от номинальной (при
давлении нагнетания 0,6 МПа с удельным расходом электро-
энергии 126 кВт-ч/1000 м3 (рост на 25 %). Неэффективная экс-
плуатация компрессоров на резко переменном графике нагрузки
заставляет энергетиков пересмотреть систему воздухоснабже-
ния предприятий.
Выбор между центральным и децентрализованным произ-
водством сжатого воздуха необходимо в каждом случае обосно-
вать технико-экономическими расчетами. Хотя общих рекомен-
даций дать нельзя, по ряду конкретных ситуаций можно сказать
следующее. Раздельная выработка сжатого воздуха по участкам
целесообразна, если
- потребитель расходует значительное количество воздуха не-
равномерно в течение суток. Например, двухкамерные пневмона-
470
Рис. 7.43. Зависимость удельного расхода электроэнергии компрессора
К-250-61-5 от глубины регулирования
сосы при периодическом включении расходуют от 25 до 40 м3/мин
воздуха при давлении 0,3-0,4 МПа. Периодическое потребление
вызывает проблемы как у потребителей, так и на компрессорной
станции, где приходится осуществлять глубокую разгрузку ком-
прессоров. К тому же, если сжатый воздух не осушен по I—III клас-
су ГОСТ 17433 - 80 «Промышленная чистота. Классы загрязнен-
ности сжатого воздуха», то при прекращении потребления он ох-
ладится (в магистральном подводящем воздухопроводе) и из него
сконденсируется влага, количество которой возрастает в осенне-
весенний период эксплуатации. Влага в соединении, например, с
цементом, содой и другими сыпучими материалами закупоривает
проходные сечения пневмонасоса вплоть до прекращения подачи.
К тому же, требуемое давление для пневмонасосов 0,3-0,4 МПа,
как правило, ниже рабочего давления в сети 0,6-0,7 МПа, и такой
потребитель работает с явным перерасходом энергии;
- потребителям небольшого расхода требуется сжатый воз-
дух более высокого давления или более высокого класса очист-
ки по сравнению с его параметрами в общей магистрали;
— потребители небольшого расхода находятся на значитель-
ном расстоянии (более 0,5 - 1,0 км) от закольцованной общеза-
водской сети;
— потребители «покупают» пневмоэнергию по договорной
цене. Это становится невыгодно, когда отпускаемая пневмоэнер-
471
гия ухудшает технико-экономические показатели компрессор-
ной станции (например, компрессоры работают в регулируемом
режиме либо при более высоком давлении и т. д.) настолько, что
эксплуатационные расходы превышают полученную прибыль
от продажи.
Из-за трудоемкости расчета вариантов децентрализации
для большого предприятия рекомендуется проверять различ-
ные ситуации на ЭВМ по имеющимся программам расчета ма-
гистральных сетей. Целесообразно дополнить информацию
графиком частотного распределения расхода сжатого воздуха
на отдельных участках. Полученные сведения дадут возмож-
ность экономически обосновать вопросы децентрализации воз-
духоснабжения. В последнее время наметилась тенденция к по-
следней, особенно на участках с резко переменным расходом
воздуха в течение суток или недели и к тому же отдаленных от
компрессорной станции. Так, на ряде предприятий Уральского
региона (ОАО «СинТЗ», ОАО «Маш. завод им. Калинина»,
ОАО «ВИЗ-сталь» и др.) внедрены локальные компрессорные
установки, а в ОАО «Эльмаш» центральная компрессорная
станция полностью демонтирована и все воздухоснабжение де-
централизовано.
42.2. РЕДУЦИРОВАНИЕ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Развивающееся производство с внедрением новых техноло-
гий зачастую требует для отдельных участков воздух с давлени-
ем более высоким, чем рабочее в магистрали. Например, совре-
менные пескодувные машины для изготовления стержней в ли-
тейном производстве требуют давления 0,8 МПа, что превыша-
ет его в большинстве магистральных сетей на 0,1-0,2 МПа. Для
получения давления 0,8 МПа целесообразнее всего применять
дожимающий одноступенчатый компрессор, к которому подает-
ся воздух из сети более низкого давления. В этом случае ком-
прессор повышает давление только на 0,1-0,2 МПа и питает че-
рез ресивер самостоятельную сеть для подачи сжатого воздуха к
пескодувным машинам. Иногда целесообразно установить непо-
средственно у потребителя индивидуальные компрессоры на не-
обходимое давление.
Компактные винтовые компрессорные установки произво-
дительностью до 50 м3/мин выпускаются с воздушным охлажде-
нием; они занимают небольшую площадь и дают возможность
472
утилизировать тепло от системы охлаждения компрессора для
обогрева помещения. Такие системы децентрализованного воз-
духоснабжения широко применяются за рубежом. Но возможна
противоположная ситуация. В разветвленной магистральной за-
водской сети часто встречаются участки или цеха, в которых со-
став пневмоприемников допускает работу на давлении ниже, чем
рабочее в магистрали. Для таких потребителей целесообразно
децентрализованное воздухоснабжение. Но если в цехе имеются
участки с небольшим потреблением воздуха пониженного давле-
ния порядка 0,4—0,5 МПа (обдувочные сопла, пескоструйные ап-
параты, барботажные системы и др.), то вместо индивидуально-
го компрессора лучше понижать давление с помощью редукто-
ра, инжектора, дросселирования и регуляторов давления. Эти
способы менее эффективны, чем система двух давлений, так как
воздух приходится первоначально сжимать до высокого давле-
ния, но дают экономию. Применяя воздух давлением 0,4 МПа
вместо обычных 0,7 МПа, можно снизить расход электроэнер-
гии на 30-40 %.
Последнее нетрудно показать. Объемные пневмо приемни-
ки (пневмоцилиндры, пневмомоторы) расходуют неизменное
по объему количество воздуха V = mv = const, где т - массовый
расход воздуха, кг/с; v - его удельный объем, м3/кг. Пользуясь
соотношением = /л2г>2 (индексы 1 и 2 относятся к состоя-
нию воздуха до (pi) и после (р2) политропного снижения давле-
ния), можно получить формулу относительного снижения рас-
хода воздуха:
«0 = (™1 - = 1 - ^1/^2 = 1 - Wpi)17" = 1 -р1/я,
где р= р21р\ - относительное снижение давления.
Массовый расход воздуха струйными пневмоприемниками
(пневмонасосами, обдувочными соплами, утечками и др.) опре-
деляются по формуле критического истечения:
т, =0,686//),/,Д)7’,\ т2 = 0,686//),//«/,
где/— эффективное сечение сопла или отверстия. Относитель-
ное снижение расхода воздуха при редуцировании в этом случае
будет
ас = (т} - т2)/тх = 1 - р,
где п — показатель политропы.
473
При перепаде давления р2/р} < 0,528 величину п принимают
равной п = к = 1,4, а при р21р\ > 0,528 (типичный случай для реду-
цирования)
л=1+2[1-(й/р1)]<*-1)*.
Графическая зависимость относительного снижения расхода
от перепада давления для объемных и струйных пневмоприемни-
ков показана на рис. 7.44.
Редуцирование и инжектирование воздуха эффективнее его
дросселирования и могут применяться, если потребитель сжато-
го воздуха работает без резких колебании расхода (например
распыление красок в покрасочных камерах, обдув деталей, пес-
коструйная очистка литья и др.). Промышленность выпускает
редукционные пневмоклапаны с ручной (см. рис. 3.16) или пнев-
матической настройкой давления на выходе (шесть типоразме-
ров по ГОСТ 18468-70). Номинальный расход воздуха, пропус-
каемого через клапан при давлении на выходе 0,4 МПа, равен, в
соответствии с типоразмером, 0,1; 0,2; 0,8; 1,6; 4,0 и 10 м3/мин.
Пределы настройки давления воздуха на выходе из клапана
0,05-0,9 МПа. Для более высоких расходов можно использовать
газовые редукционные клапаны (РДУКи).
Когда требуется понизить давление для цеха в целом или
группы цехов, у которых график потребления сжатого воздуха
резко переменный, изготовить надежно работающий редуктор
или инжектор невозможно.
Наиболее совершенным способом поддержания оптимально-
го давления сжатого воздуха является применение регуляторов
давления. В качестве импульсной части регулятора давления
можно применить прибор типа 04-МГ, который устанавливается
на определенное давление «после себя» и воздействует на мемб-
ранный исполнительный механизм, размещенный на питающем
474
Рис. 7.45. Перепускной клапан:
1 — пружина; 2 - цилиндр; 3 - поршень; 4 - трубка
больше или меньше воздуха в мем-
бранную камеру, в результате чего
в исполнительном механизме пере-
мещается клапан и поддерживает
давление сжатого воздуха у потре-
бителя на заданном уровне.
Еще один пример подобного
регулятора давления показан на
рис. 7.45. Перепускной автомати-
ческий клапан работает следую-
щим образом: поршень 3 находит-
ся в нижнем положении под дейст-
вием пружины /, усилие которой
регулируется винтом 5. Нижняя
полость цилиндра 2 соединена
трубкой 4 с трубопроводом сжато-
го воздуха повышенного давления.
При давлении выше заданного
поршень поднимается, открывая
перепускные окна в цилиндре, и
дает возможность сбрасывать воз-
дух в магистраль пониженного дав-
ления. Когда давление понизится,
пружина возвращает поршень в ис-
ходное положение.
42.3. ЦЕЛЕСООБРАЗНОСТЬ РЕДУЦИРОВАНИЯ
СЖАТОГО ВОЗДУХА ИЛИ ДЕЦЕНТРАЛИЗОВАННОГО
ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ
Рассмотрим вопросы редуцирования воздуха и(или) автоном-
ного воздухоснабжения на примере участка с постоянным и пе-
ременным графиком расхода воздуха.
Участок с постоянным и переменным расходом воздуха под-
ключен к сети с рабочим давлением 0,75 МПа. Центральная
компрессорная станция состоит из центробежных компрессоров
К-250-61-5, один из которых регулируется. В предельном поло-
жении дроссельной заслонки на входе (угол 15°) производитель-
ность компрессора составляет 65 % от номинальной (при давле-
475
нии 0,75 МПа с удельным расходом электроэнергии
125 кВт-ч/тыс. м3, т. е. возрастает на 25 %) (см. рис. 7.43). Объ-
емные и струйные пневмоприемники участка имеют номиналь-
ное рабочее давление 0,45 МПа и среднее относительное сниже-
ние расхода сжатого воздуха при его редуцировании с давления
0,75 МПа до давления 0,45 МПа составит а - 0,35 (см. рис. 7.43).
В первом расчетном варианте участок постоянно расходует
85 м3/мин, а переменный режим характеризуется расходом с 8.00
до 20.00 в 85 м7мин и с 20.00 до 8.00 следующих суток в 34 м3/мин
(40 % от максимального расхода). Во втором варианте постоян-
но расходуется 42 м3/мин и в переменном режиме соответствен-
но 42 и 16,8 м3/мин (также 40 %).
Расчет энергозатрат пневмосистемы «компрессор + участок»
и участок отдельно представлен в табл.7.23. Относительная эко-
номия электроэнергии рассчитывалась как отношение сэконом-
ленной электроэнергии в результате редуцирования (см. колон-
ки 6 и 9 табл.7.23) к затраченной без редуцирования (см. колон-
ки 5 и 8). По результатам расчета можно сделать следующие вы-
воды:
1. Если рассматривать участок как независимую структуру
от пневмосистемы, то редуцирование воздуха для потребителей
весьма выгодно. Относительная экономия электроэнергии как
при постоянном, так и при переменном расходах воздуха практи-
чески одинакова (около 31 %), а при уменьшении максимально-
го расхода с 85 до 42 м3/мин даже возрастает до 33,4 %.
2. Если рассматривать пневмосистему «компрессор + учас-
ток» в целом, то здесь экономические показатели более скром-
ные. Относительная экономия электроэнергии по первому вари-
анту равна 6,9 (постоянный расход воздуха на участке) и 4,9 %
(переменный расход), а по второму варианту снижается до 3,7 и
2,3 % соответственно (см. колонку 6 табл. 7.23).
Дело в том, что уменьшение расхода воздуха при редуцирова-
нии его на участке, в том числе и на переменных режимах по-
требления, заставляет снижать производительность регулируе-
мого компрессора, эффективные показатели работы которого
резко ухудшаются (см. колонку 4 табл. 7.23 и рис. 7.43).
___Относительную экономию элеткроэнергии как для участка
(Эуч), так и для пневмосистемы (Эк) при редуцировании воздуха
можно рассчитать, не прибегая к подробным выкладкам:
при постоянном расходе воздуха на участке
Эр, = 1 - (1 - а)пе, Эк = 1 - пе(1 - oVy4/VK),
476
Таблица 7.23
Расчет энергозатрат пнсвмосистемы
Е ! ст S’ 1 Г) । троэнергии кВт-ч/год 1 I 405 060 СП II In %9‘lE = hjei 989 Z£0 I I 067 336 Эуч - 47,9 % __530 302 Эу. = 33,5 %
[расход элек- троэнергии 4 512 276 3 107 216 2 256 138 1 009 678 3 265 816 I 553 608 679 522 2 233 130 2 229 595 1 485 109 I 114 798 497 994 1 582 792 742 554 309 936 1 052 490
Расход возду- ха, м’/мин 85 55.9.5 85 34 55.25 22,1 42 27,3 42 16,8 27.3 10,92
Пневмосистема: компрессор + участок | электроэнергии кВт-ч/год 1 - с О' Эк = 6,92 % ОО £ и £ Эк = 3,672 % _290 233 Эк = 2,3 %
(расход элект- роэнергии 13 005 972 12 105 488 б 502 986 5 761 102 12 264 088 6 052 744 5 599138 11 651 882 13 005 972 12 528 228 6 502 986 6 122 925 12 625 910 6 264 114 6 071 563 12 335 677
Удельный пяехпп л ле. к- троэнергии компрессо- ром, кВтч/ тыс. м5 о о 101 103,5 101 106 103.5 108
Произво- дитель- ность сора, м’/мин 245 215,25 245 194 215,25 182,1 V ucu SVC 245 219,8 230.3 213,92
Условие работы пневмосистемы Расход воздуха на участке постоянный (вариант I) Редуцирование воздуха на участке 0.75/0,45 Расход воздуха на участке переменный: т, = 12 ч, = 85 м3/мия; т2 = 12 ч, = 34 м3/мнн; т = 24 ч Редуцирование воздуха на участке: t, = 12 ч Т2= 12 ч т = 24 ч X 3 L> 5 г < 1 г D- Ю 0 i па у чаи i ль Расход воздуха на участке переменный: Tj = 12 ч, Иуч1 = 42 м3/мин; т2 = 12 ч, |/уч2 = 16,8 м3/мин; т = 24 ч Редуцирование воздуха на участке.* T; = 12 ч т2 = 12 ч т = 24 ч
где а — относительное снижение расхода воздуха при его редуци-
ровании (см. рис. 7.44); пе = - относительное изменение
удельного расхода электроэнергии на выработку сжатого возду-
ха регулируемого компрессора (см. рис. 7.43); Ууч, Ук - расход
воздуха на участке и производительность компрессора до реду-
цирования соответственно м3/мин.
При переменном расходе воздуха на участке Эуч и Эк рассчи-
тываются для каждого периода времени по приведенным выше
формулам.
Итак, экономия электроэнергии в пневмосистеме в результа-
те редуцирования вполне оправданна. Например, экономия
900480 кВт-ч/год (см. строку 1.1 колонки 6 табл.7.23) дает чис-
тую прибыль (900 480-0,85) - 44400 «721 тыс. руб/год (здесь 0,85
руб/(кВт-ч) — себестоимость электроэнергии и 44,4 тыс. руб. —
стоимость регулирующего клапана ШКР-Э-200).
Наибольшая экономия электроэнергии получается тогда,
когда в результате редуцирования на участках удается остано-
вить компрессор.
3. Редуцируя воздух, необходимо учитывать, что температу-
ра его на выходе из регулятора давления понижается. Если в на-
шем примере предположить температуру сжатого воздуха перед
участком ?! = 30 °C, то
Т2 = = 308(0,45/0,75)(1’27-1)/|’27 = 276 К, или ?2 = 3 °C.
Таким образом, для предварительно неосушенного воздуха
конденсация паров неизбежна. И хотя температура воздуха по-
сле регулятора практически восстанавливается, для испарения
влаги в воздух требуется значительное количество тепла (около
2500 кДж/кг), и поэтому этот процесс вряд ли обратим.
4. Децентрализация воздухоснабжения не дает, вопреки рас-
пространенному мнению, значительной экономии электроэнер-
гии: практически вся экономия при производстве сжатого возду-
ха на участке компенсируется дополнительными энергозатрата-
ми в регулируемом компрессоре. Ситуация изменяется, если в
результате децентрализации удается вывести из работы регули-
руемый компрессор или заменить его современным компрессо-
ром с производительностью, равной предельной нагрузке регу-
лируемого компрессора.
5. Децентрализованное воздухоснабжение целесообразно для
участков, рабочее давление пневмопотребителей которых отли-
чается от принятого давления в общей сети, особенно в большую
478
сторону; для участков с относительно небольшим переменным
расходом воздуха и отдаленных от основных потребителей - за-
частую именно они определяют уровень давления на компрессор-
ной станции. Существующая питающая участок магистраль с ее
гидравлическими и тепловыми потерями отключается в резерв.
6. Положительным эффектом децентрализованного воздухо-
снабжения следует считать подачу воздуха с высокой температу-
рой (около 120.. .160 °C, если концевой холодильник не установ-
лен). Как известно (см. главу 41), подогрев воздуха снижает его
потребление пропорционально степени повышения температу-
ры. Полагая температуру сжатого воздуха от основной сети пе-
ред участком 35 °C, получим снижение потребления объемными
пневмоприемниками на 52 % и струйными - на 23; в среднем на
37 %, или экономию в 317 тыс. руб/год. Высокая температура
сжатого воздуха избавляет от необходимости его осушки даже
при неизолированных и протяженных (500-800 м) цеховых маги-
стралях, если температура окружающей среды на участке
10... 15 °C в зимний период эксплуатации.
Глава 43. НЕПРОИЗВОДИТЕЛЬНЫЕ РАСХОДЫ
СЖАТОГО ВОЗДУХА
Нерациональное использование сжатого воздуха, ведущее в
конечном счете к перерасходу электроэнергии, приносит ущерб
не меньший, чем прямые утечки. Рассмотрим примеры нерацио-
нального использования сжатого воздуха, наиболее часто встре-
чающиеся на практике.
43.1. СТРУЙНЫЕ ПНЕВМОПРИЕМНИКИ
Обдувочные и пескоструйные аппараты. Применение ци-
линдрических насадок в качестве рабочего органа в обдувоч-
ных и пескоструйных аппаратах вместо специальных сопл при-
водит к перерасходу сжатого воздуха. Для обдувки обычно
применяются трубы с внутренним диаметром 10-16 мм, а для
следящих систем автоматики - цилиндрические насадки диаме-
тром 6-8 мм. В табл. 7.24 дан расход воздуха, вытекающего в
атмосферу, в зависимости от диаметра отверстия и начального
давления при температуре сжатого воздуха 30 °C, рассчитан-
ный по формуле (7.27). Критическая скорость истечения (см.
479
Таблица 7.24
Расход воздуха через цилиндрические сопла (коэффициент расхода отверстия
принят равным единице)
Диаметр сопла, мм Расход воздуха, м3/ч, при начальном давлении, МПа
0,3 0,4 0.5 0.6 0,7 0,8
4 26,2 34,9 43,7 52,4 61,1 69,9
5 40,9 54,5 68,1 81,7 95,4 109
6 58,9 78,6 98,2 117,9 137,5 157,2
8 104,8 139,7 174,6 209,6 244,5 279,4
9 132,6 176,8 221 265,3 309,5 353,7
10 163,7 218,3 272,9 327,5 382,1 436,6
12 235,8 314,4 393 471,6 550,2 628,8
14 320,9 427,9 534,9 641,9 748,9 855,8
16 419,2 558,9 698,6 838,2 978 1117,8
раздел 3.1) определяется температурой воздуха перед отвер-
стием и в нашем случае
скр = = 1,087287-303 = 318,5 м/с.
Если давление сжатого воздуха 0,7 МПа, то через отверстие 8 мм
вытекает примерно 4 м3/мин и через отверстие 16 мм ~ 16,3 м3/мин,
для чего требуется мощность компрессора соответственно 6,24 и
98 кВт.
Экономичные сопла, выходное отверстие которых сконстру-
ировано расширяющимся (сопло Лаваля), сокращает расход воз-
духа на обдувку. Расчет сопла Лаваля приведен в примере 1.2.
Размеры сопл для обдувки (см. рис. 1.6) и расход воздуха при раз-
личном давлении даны в табл. 7.25.
В расширяющемся сопле используется максимально энергия
воздуха. Например, истечение воздуха из цилиндрического пат-
рубка (pi = 0,6 МПа, = 20 °C) происходит с критической (звуко-
вой) скоростью
с,р=1,087287-293 = 313 м/с.
В действительности эта скорость будет несколько ниже
вследствие трения потока в проточной части насадка. Истечение
воздуха через расширяющееся сопло Лаваля происходит со ско-
ростью (формула (1.19)):
480
Таблица 7.25
Размеры сопел для обдувки (см. рис. 1.4) (угол конусности у= 5°40*)
Длина сопла Z, мм и расход Vq, м3/мин (нормальные условия) при давлении перед соплом. МПа
Диа- метр d0 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
I v0 I Vo / Vo I Vo I v0
4 6 0,59 10 0,74 13 0,89 15 1,04 17 1,18
6 9 1,33 15 1,66 19 2,0 22 2,33 25 2,66
8 12 2,36 19 2,96 24 3,55 29 4,14 33 4,73
10 15 3,7 24 4,62 32 5.55 37 6,47 42 7,4
1,12 1,2 1,26 1,3 1,34
4|/4o 3-3,5
2-1 4
' 287-293
(1.4-1)
= 485 м/с.
В первом случае кинетическая энергия 1 кг воздуха равна
с2 3 1Ч2
=-у-=—= 49 кДж/кг,
а во втором Е2 = 117,6 кДж/кг, что в 2,4 раза больше. Если кине-
тическая энергия потока, вытекающего из цилиндрического пат-
рубка, достаточна, то расход воздуха через сопло Лаваля можно
сократить в 2,4 раза уменьшением диаметра в его узкой части. На-
пример, расход воздуха через цилиндрическое сопло диаметром
12 мм (р, = 0,6 МПа, = 30 °C) равен 471,6 м3/ч (см. табл. 7.25). Рас-
ход воздуха в сопле Лаваля, равный 471,6:2,4 = 196,5 м3/ч, получа-
ется при d0 = 8 мм (см. табл. 7.25). Расход воздуха на обдув умень-
шается на 471,6 -196,5 = 275,1 м3/ч при той же кинетической энер-
гии струи 49 кДж/кг с экономией мощности порядка 28 кВт.
481
Рис. 7.46. Сопла Лаваля:
а - сменный наконечник сопла; б - сопло
с эжектирующим насадком
Сменный наконечник
сопла, показанный на рис.
7.46, а, рекомендуется из-
готавливать из бронзы,
латуни, фторопласта,
алюминиевых сплавов.
Внутреннюю поверхность
следует чисто обработать.
Для мягкой обдувки на
значительной площади
можно применять сопло с
эжектирующей насадкой
(рис. 7.46,6), дающее воз-
можность уменьшить рас-
ход сжатого воздуха за
В пескоструйных аппаратах сопла быстро изнашиваются: от
первоначального диаметра 8-10 мм они за несколько часов раз-
рабатываются до диаметра 12-16 мм с перерасходом сжатого
воздуха в 3-4- раза. От сопла пескоструйного аппарата требуется
эффективная очистка обрабатываемых поверхностей и износо-
устойчивость самого сопла. Работа с цилиндрическими насадка-
ми вызывает, кроме увеличения расхода воздуха, значительное
ухудшение очистки из-за малой концентрации песка и воздуха.
Кроме того, отмечено, что излишне высокое давление воздуха
приводит к разрушению зерен песка, в результате выходящая из
насадка смесь теряет свои абразивные свойства, увеличивается
расход воздуха и песка и возникает сильная запыленность поме-
щения.
Опыт эксплуатации пескоструйных аппаратов показывает,
что эффективность их повышается с применением расширяю-
щихся сопел диаметром 8-10 мм, изготовленных из износоустой-
чивого материала. Конусность сопла в пескоструйных аппаратах
не имеет такого значения, как при обычной обдувке сжатым воз-
духом: здесь можно ограничиться цилиндрической выходной
формой. Вход должен быть постепенным, с плавным переходом
к минимальному сечению. Особое значение имеет износоустой-
чивость сопла. Изготовление сопловых наконечников из отбе-
482
Рис. 7.47. Распределители и
клапаны «Festo»:
а - с ручным педальным управлением;
б - с управлением от ножной педали; в —
клапан с нажимной кнопкой; г — клапан с
рукояткой
ленного чугуна высшей
твердости, из карбида бо-
ра и других износоустой-
чивых материалов замет-
но улучшает положение.
Для пескоструйных аппа-
ратов важно применять
просеянный и просушен-
ный песок с частицами до
2 мм, к которому лучше
всего подавать подогре-
тый воздух. Обдувка соп-
лами производится периодически: в течение короткого времени
сопло много раз включается н выключается. Отсутствие автома-
тического затвора в несколько раз увеличивает расход воздуха,
так как при кратковременном прекращении обдувки запорный
вентиль или не закрывается, или закрывается медленно и сопло
некоторое время непроизводительно расходует воздух. При пус-
ках также непроизводительно расходуется воздух в течение вре-
мени от открытия вентиля до начала обдувки. Для автоматичес-
кого отключения сжатого воздуха в зарубежной практике широ-
ко используются различные клапаны и распределители с ручным
и педальным управлением (рис. 7.47).
Чаще всего пескоструйные аппараты применяются для очи-
стки литья после выбивки. Этот способ требует большой затра-
ты сжатого воздуха (200-300 м3/ч). мощной вытяжной вентиля-
ции для отсоса пыли из камеры и значительного расхода сопел,
которые изнашиваются за 2-3 ч; при этом условия труда из-за
сильного шума и пыли тяжелые.
В настоящее время на передовых предприятиях вместо пес-
коструйных установок применяются дробеструйные. Дробест-
руйная установка состоит из камеры, выполненной в виде вра-
щающегося пластинчатого пода, на который загружаются очи-
щаемые детали, и турбинки, выбрасывающей на перемещающи-
еся в камере детали струю чугунной дроби. Отработанная дробь
падает вниз камеры и шнеком подается в ковшовый элеватор,
483
который поднимает ее вверх и ссыпает после просеивания в бун-
кер, откуда она снова направляется в турбинку.
Мощность электродвигателей на дробеструйной установке
не превышает 10 кВт, а расход электроэнергии в 4 раза меньше,
чем при пескоструйной очистке. Одновременно улучшаются ус-
ловия труда.
Ппевмотранспортныс установки. Пневмотранспортные уста-
новки применяют для загрузки силосов и бункеров сыпучими ма-
териалами; перемещения сыпучих материалов со складов в про-
изводство; удаления отходов производства (золы, стружки); пе-
ремещения штучных грузов (пневмопочта) и др. В потоке возду-
ха транспортируются цемент, глинозем, разнообразные гранули-
рованные материалы, древесные опилки, зерно, солома и другие
сыпучие, пылеобразные, волокнистые и кусковые материалы,
если они не обладают свойством замазывать стенки трубопрово-
дов и другого оборудования. С экономической точки зрения, эти
установки отличаются от других траспортных устройств низки-
ми капитальными затратами и относительно высокими эксплуа-
тационными расходами, преобладающая часть которых прихо-
дится на сжатый воздух. Давление транспортирующего воздуха в
современных пневмоустановках с камерными насосами состав-
ляет 0,4-0,5 МПа, но может составлять 0,8 МПа. Удельный рас-
ход энергии в установках пневматического транспорта, как пра-
вило, высок и достигает 5 кВт ч/т и более.
Расход воздуха зависит от типа и производительности пневмо-
транспортной установки: наименьший расход воздуха у донных и
боковых пневморазгружателей - 120-140 м3/ч при давлении
0,3—0,5 МПа, наибольший - у винтовых питателей, до 3000 м3/ч.
Для пневмотранспортной установки весьма важно выбрать опти-
мальные условия эксплуатации, обеспечивающие наименьший
расход сжатого воздуха. Наиболее эффективные характеристики
достигаются при максимально возможной доле твердого матери-
ала, приходящейся на воздушный поток, т. е. при работе установ-
ки вблизи предела закупоривания (когда поток не может переме-
щать сыпучую среду). На практике целесообразно выявить этот
предел для каждой установки в отдельности, увеличивая долю ма-
териала в потоке. При этом в трубопроводе необходимо измерить
получающееся в месте разгрузки противодавление, которое для
длительной работы выбирается на 20 % более низким, чем в мо-
мент закупоривания. Если количество подаваемого материала за-
дано технологическими условиями, то предел закупоривания до-
484
стигается регулированием расхода воздуха путем изменения диа-
метра цилиндрического насадка.
На одном цементном заводе установлены два эжекторные
пневмонасоса для транспортировки цемента на расстояние до
250 м. Насосы первоначально были оборудованы воздушными
насадками диаметром 14 мм и работали при давлении в начале
трубопровода около 0,32 МПа и противодавлении 0,23 МПа
(в месте выгрузки цемента). Для нахождения предела закупори-
вания диаметр насадков уменьшали в несколько этапов. При ди-
аметре 8 мм предел закупоривания наблюдался при противодав-
лении 0,27 МПа. Для длительной эксплуатации были установле-
ны насадки диаметром 10 мм с расчетом на противодавление по-
рядка 0,25 МПа. В результате переоборудования насадков удель-
ный расход сжатого воздуха снизился с 120 до 58 м3/т, т. е. прак-
тически в 2 раза.
Распыливающие устройства. В инженерной практике при-
менение пневматических форсунок в качестве распылителей
топлива (топочного мазута) обусловлено необходимостью полу-
чения мелкодисперсного факела. По перепаду давления пневма-
тические форсунки делятся на форсунки низкого давления до
15 кПа с удельным расходом воздуха 8-12 кг/кг и высокого дав-
ления 0,4—0,6 МПа с удельным расходом воздуха 0,3-1,0 кг/кг.
Применение сжатого воздуха вместо вентиляторного
(Лр = 500-1500 мм в. ст.) приводит к большому перерасходу эле-
ктроэнергии, так как подвести к форсунке сжатый воздух легче
и проще, чем смонтировать вентиляторную установку с воздухо-
проводом.
Для форсунки, расходующей 30 кг/ч мазута, требуется около
300 м3/ч воздуха с избыточным давлением 5 кПа или 30 м3/ч с
давлением 0,6 МПа. Расход электроэнергии на выработку возду-
ха в первом случае около 1 кВт ч, а во втором составляет
30 кВт ч. Перерасход электроэнергии на сжатом воздухе вместо
вентиляторного очевиден. Помимо перехода на пневматические
форсунки низкого давления имеется возможность отказаться от
таких форсунок с заменой на форсунки акустического, электро-
статического, пульсационного и другого способа распыления
жидкостей.
Перемешивание растворов. Сжатый воздух широко приме-
няется в установках очистки воды от масел, смол, взвесей, солей
и др. в целях взрыхления осадка и улучшения коагуляции. В на-
порных флотаторах, например, сжатым воздухом насыщают на-
485
ходящуюся под давлением воду, из которой при последующем
снижении давления выделяются мельчайшие пузырьки воздуха,
увлекающие за собой на поверхность жидкости капельки масла
и хлопья коагулянта, образующие прочную пену. Сжатым возду-
хом перемешиваются растворы в кислотных и щелочных ваннах.
Воздухораспределитель располагается обычно на небольшой
высоте от дна бака и представляет собой гребенку с многочис-
ленными цилиндрическими насадками диаметром до 10 мм или
поперечными щелями для выпуска воздуха. Уровень воды (рас-
твора) в баке и плотность перемешиваемой среды определяют
требуемое давление сжатого воздуха, а частота продувок или по-
стоянный барботаж - его расход. Однако и рабочее давление, и
расход сжатого воздуха зачастую избыточны. Сжатый воздух
подается в установки обработки воды или в ванны электролитов
под давлением в сети, а его расход, как и у обдувочных насадков,
определяется этим давлением при постоянном сечении выпуска.
Представляется целесообразным снизить давление сжатого воз-
духа до уровня 0,2-0,3 МПа путем редуцирования, что резко со-
кратит его расход без нарушения технологии обработки воды.
Дело в том, что пузырек воздуха под большим избыточным дав-
лением устремляется вверх с большой скоростью с расширением
на поверхности раствора, при этом эффективность перемешива-
ния или коагуляции низка. Снижение давления до определения
«порогового» уровня способствует более длительному пребыва-
нию пузыря воздуха в растворе и его дроблению, что повышает
эффективность очистки воды или перемешивания раствора. По-
путно со снижением давления уменьшается расход сжатого воз-
духа на 30-40 %.
43.2. ОБЪЕМНЫЕ ПНЕВМОДВИГАТЕЛИ
Наряду с неоспоримыми достоинствами объемных пневмо-
двигателей, широко применяемых в промышленности, им прису-
щи и некоторые недостатки: несовершенство уплотнительных
элементов подвижных соединений, низкий кпд и недостаточная
долговечность отдельных узлов. Уплотнительные элементы
поршня и штока пневмоцилиндра быстро изнашиваются и теря-
ют свои уплотнительные свойства по разным причинам и в пер-
вую очередь из-за недостаточной подготовки сжатого воздуха.
Влажный сжатый воздух загрязнен продуктами коррозии метал-
ла и другими механическими включениями, которые, попадая
486
под уплотнения, изнашивают не только их, но и зеркало цилин-
дра, делая его овальным с продольными микроцарапинами. Не-
эффективные уплотнения приводят к перерасходу воздуха в про-
цессе не только работы пневмоцилиндра, но и простоя. Техниче-
ские условия эксплуатации пневмодвигателей регламентируют
подачу к ним сжатого воздуха, очищенного не грубее 10-го клас-
са загрязненности по ГОСТ 17433-80 и содержания в нем распы-
ленного масла вязкостью 10-35 мм2/с (сСт) при температуре
50 °C с концентрацией из расчета 2-4 капли на 1 м3 воздуха, при-
веденного к нормальным условиям по ГОСТ 12449-80. Но если
очистка воздуха в той или иной мере на ряде производств осуще-
ствляется, то смазка пневмоцилиндров, как правило, отсутствует
и «сухое» трение уплотнительных элементов о зеркало цилинд-
ра приводит к их быстрому износу.
Устройства с круглыми уплотнительными резиновыми
кольцами требуют слишком высокой чистоты и точности из-
готовления, тщательной подготовки потребляемого воздуха,
имеют большие силы трения в начальном периоде эксплуата-
ции и не обеспечивают герметичности даже при незначитель-
ном износе.
Устройства с «плавающими» резиновыми кольцами кругло-
го сечения, применяемые в пневмоцилиндрах ЗИЛа, НИИТАв-
топрома и некоторых других организаций, хотя и уменьшают
силы трения и более долговечны, требуют больше точности
изготовления, чем устройства с обычными кольцами круглого
сечения.
Устройства с U-образными манжетами, которые применяются
достаточно широко, довольно сложны, имеют большие потери на
трение и также быстро изнашиваются на неподготовленном возду-
хе. На рис. 7.48 показано уплотнительное устройство, имеющее су-
щественное преимущество перед перечисленными. Оно просто по
конструкции, не требует высокой точности изготовления и в то же
время обеспечивает высокую долговечность и герметичность при
незначительных силах трения. Уплотнение изготавливается из
распространенных резиновых смесей В-14, 3826 по МРТУ-38-5
1166-64 в пресс-формах с симметричным разъемом. Сборка и раз-
борка осуществляются за счет упругой деформации уплотнения.
Имея малую радиальную жесткость, оно легко принимает размер
уплотняемого диаметра, копируя его отклонения от правильной
геометрической формы. Усовершенствование воздухораспредели-
тельной муфты и пневмоцилиндра описанным уплотнительным
487
Рис. 7.48. Уплотни-
тельное устройство [1]
устройством повысило его долговечность в 3-5 раз и снизило рас-
ход воздуха в 2-3 раза.
Другим направлением повышения эффективности пневмо-
двигателей может быть замена традиционных поршневых уп-
лотнений на уплотнения из материалов, которые обеспечивают
работу поршневой группы без смазки. В качестве антифрикци-
онного материала для изготовления поршневых колец в ком-
прессоростроении применяют политетрафторэтилен. В Рос-
сии он называется фторопласт-4, за рубежом - тефлон. Для по-
вышения износостойкости, прочности и теплопроводности фто-
ропласта-4 его применяют с различными наполнителями: кок-
сом, графитом, дисульфитом молибдена, стекловолокном или их
комбинацией. Отечественной промышленностью освоены раз-
нообразные материалы на основе фторопласта: 4К-20, АФГМ,
ФКН-7, ФГ-40АО, АМИП-15М и др. Наилучшие результаты
при компримировании влажных газов получены для материала
4К-20, представляющего собой композицию фторопласта-4 с
коксом (последнего 20 %); работоспособность колец из матери-
ала 4К-20 превзошла в 5—7 раз работоспособность чугунных ко-
лец в компрессорах ЗГ-117/200 [41].
Уплотняющие свойства поршневых колец можно существен-
но повысить также путем изменения их конструкции. Так, груп-
па специалистов «Союзхимпромэнерго» и ВНИИГАЗа предло-
жила Г-образную конструкцию пластмассового поршневого
кольца, имеющего высокую герметичность при любом диаметре
488
Рис. 7.49. Конструкция пластмассового уплот-
нительного кольца
цилиндра [41]. Кольцо представляет
собой разрезную манжету с двумя
тонкостенными упругими кромками
/ и 2, одна из которых (/) прижима-
ется к поверхности цилиндра, а дру-
гая - к торцу поршневой канавки
(рис. 7.49). Кромки кольца за счет
собственной упругости и сил давле-
ния газа плотно прижимаются к уплотняемым поверхностям и
обеспечивают высокую герметичность независимо от их дефор-
мации, износа и неточности изготовления. При эксплуатации
пневмоцилиндров изнашиваются не только уплотнительные уст-
ройства, но и зеркало цилиндра. При установке новых колец же-
лательно выбрать овальность цилиндра либо его расточкой, ли-
бо наплавкой внутренних поверхностей. Для наплавки внутрен-
них поверхностей цилиндров, работающих с резиновыми коль-
цами и манжетами, может быть применена эпоксидная смола
марки 2100.
Зеркало цилиндров наплавляют также комбинированным
покрытием из смеси различных нетермореагирующих порошков
плазменным напылением при помощи установок УПУ-ЗД или
плазмотрона ГН-5Р. Комбинированные покрытия толщиной до
150 мкм обладают достаточной прочностью сцепления и порис-
тостью для удержания продуктов первоначального износа порш-
невых уплотнений, выполняемых из композиционных материа-
лов на основе фторопласта-4.
Для сложных условий работы пневмоцилиндров (высокая за-
пыленность, повышенные или пониженные температуры, ради-
альные нагрузки и т. д.) компания «Camozzi» разработала и по-
ставила усиленный пневмоцилиндр (рис. 7.50).
Благодаря примененным современным композитным мате-
риалам подшипники скольжения штока и поршня являются хи-
мически и термически стойкими (рабочая температура от — 40 до
+150 °C).
Примечательно, что благодаря антифрикционным свойст-
вам, подшипникам скольжения поршня и штока не требуется
смазка. Они обладают в 5 раз большей несущей способностью и
стойкостью к истиранию. В цилиндре использован более мощ-
489
Рис. 7.50. Усиленный цилиндр в разрезе:
1 - шток увеличенного диаметра; 2 - грязесъемник термически и химически стойкий, антифрикцион-
ный: 3 - подшипник штока термически и химически стойкий, антифрикционный, токонецроводящий.
стойкий к радиальным нагрузкам, нс требующий смазки; 4 - передняя крышка с демпфированием;
5 - уплотнение штока термически и химически стойкое, антифрикционное; 6 - демпфирующее уп-
лотнение термостойкое; 7 - гильза алюминиевая анодированная/стальная; S - уплотнение поршня
термостойкое; 9 подшипник поршня термически стойкий, антифрикционный, токонепроводягций.
стойкий к радиальным нагрузкам, не требующий смазки
ный шток, что позволяет компенсировать серьезные радиаль-
ные нагрузки (до 5 % от усилия). От попадания внутрь посторон-
них частиц предохраняют специальные пыле- и грязесъемники.
Срок службы такого изделия не менее 5 лет при длительности
цикла 3 мин. Первоначально цилиндр разрабатывался для нужд
металлургической отрасли, однако сейчас он активно использу-
ется при производстве ПЭТ-тары, на фанерных и сварочных
производствах, при дозировании сухих смесей. Широкому внед-
рению таких цилиндров в немалой степени способствует их иден-
тичность со стандартными цилиндрами по габаритным и присо-
единительным размерам.
Глава 44. ОРГАНИЗАЦИОННО-ТЕХНИЧЕСКИЕ
МЕРОПРИЯТИЯ ПО ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЮ
В ПНЕВМОСИСТЕМАХ
44.1. ОТДЕЛЬНЫЕ ЭНЕРГОСБЕРЕГАЮЩИЕ РЕШЕНИЯ
Замена пневматических приводов. Электрический и механиче-
ский приводы в несколько раз экономичнее пневматического. На-
пример, пневмоинструмент (шлифовальные, сверлильные, винто-
завертывающие и другие машины) расходуют на каждый кило-
ватт установленной мощности 1,5-2,0 м3/мин воздуха давлением
0,6 МПа, для чего требуется установленная мощность компрессо-
ра 7-10 кВт. Эти машины могут быть заменены аналогичным эле-
490
ктроинструментом мощностью 1,0-1,5 кВт. Пневматические
подъемники, поворотные устройства и ряд механизмов могут
быть также заменены устройствами с электрическим приводом.
В пневматических приводах станков, прессов, автоматичес-
ких манипуляторах с захватами и других механизмах применяют-
ся пневмоцилиндры с коротким ходом штока, например пневмо-
цилиндры СПЦ по ТУ2-053-1-14-84. Вместо подобных цилинд-
ров, имеющих возрастающие утечки в связи с износом уплотне-
ний рабочей полости, следует применять пневматические каме-
ры с резиновыми диафрагмами (см. рис. 3.12). Мембранные ка-
меры, их еще называют «мембранные пневмоцилиндры», хоро-
шо работают на сжатом воздухе низкого качества очистки от
механических включений и влаги и при этом имеют высокую
герметичность рабочей полости. Недостатки мембранных пнев-
моцилиндров - малая величина хода штока и относительно низ-
кая долговечность мембран. Ход штока определяется допусти-
мой величиной прогиба плоской мембраны. Чрезмерное увели-
чение прогиба приводит к уменьшению усилия, снимаемого со
штока из-за потерь давления на растяжение, и снижению долго-
вечности. Максимальный ход штока с плоской мембраной реко-
мендуется принимать в зависимости от рабочего давления возду-
ха в сети [57]: при давлении в сети 0,4; 0,5; 0,6 и 0,8 МПа макси-
мальный ход штока составляет 0,08; 0,10; 0,12 и 0,15 дм соответ-
ственно.
Диаметр мембраны Дм в месте заделки при толкающем уси-
лии определяется по формуле
где р — нагрузка на шток, Н; рм - избыточное давление в магист-
рали, Па; х - коэффициент, определяемый из соотношения
х = йу/Д*, х ~ 0,6-0,8; dj - диаметр опорного диска.
В зависимости от количества заменяемых пневмоцилиндров
на мембранные удается значительно, до 5-10 %, снизить потери
сжатого воздуха из-за утечек.
В настоящее время на ряде заводов успешно решен перевод с
пневматики на электропривод некоторых технологических про-
цессов: выбивки опок в литейных цехах, клепальных работ, меха-
нической обработки изделия ручным электроинструментом и др.
491
Выбивка опок в литейных цехах. Выбивная решетка с меха-
ническим приводом совершает колебательные движения, кото-
рые создаются при помощи вала с эксцентрично насаженными
роликовыми подшипниками, на которые опирается выбивная
решетка. При вращении вала решетка колеблется с числом ко-
лебаний, равным числу оборотов вала. Вал вращается электро-
двигателем. Производительность решетки с электроприводом
выше производительности решетки с пневматическим приводом
на 20 %, а удельный расход электроэнергии на выбивку в 15-20
раз ниже. Кроме того, применение указанной решетки улучша-
ет условия труда вследствие значительного уменьшения шума.
44.2. ОТДЕЛЬНЫЕ ОРГАНИЗАЦИОННЫЕ МЕРОПРИЯТИЯ
Нормирование расхода воздуха. Норма расхода сжатого воз-
духа — это плановый, технически обоснованный расход его для
производства единицы продукции установленного образца от-
дельных производственных участков, цехов и предприятия в це-
лом. Нормы расхода любого вида энергии классифицируются по
следующим основным признакам:
- по степени агрегации - на индивидуальные и групповые;
- по составу расходов - на технологические и общепроизвод-
ственные;
— по периоду действия - на квартальные и годовые.
Индивидуальной называется норма расхода сжатого воздуха
на производство единицы продукции, которая устанавливается по
типам или отдельным агрегатам, установкам и технологическим
линиям применительно к определенным производственным усло-
виям. Групповой называется норма расхода сжатого воздуха на
выработку всего объема продукции согласно установленной но-
менклатуре. Технологической называется норма расхода сжатого
воздуха, которая учитывает его расход на технологические и
вспомогательные процессы при производстве продукции, расход
на поддержание технологических агрегатов в горячем (технологи-
ческом) резерве, на их пуск после ремонтов, а также технически
неизбежные потери при работе оборудования. Общепроизводст-
венной называется норма расхода сжатого воздуха, которая учи-
тывает его расход на технологические, включая вспомогательные
процессы, и вспомогательные нужды производства. Нормы расхо-
да должны периодически пересматриваться по мере изменения ус-
ловий производства, повышения качества продукции и др.
492
Таблица 7.27
Форма расчета нормы расхода сжатого воздуха
на изделие (операцию)участка
Пнсъмопрнемник
Ковочный
|^молот
Марка, параметр Параметры сжатого воздуха Количе- ство Коэффициент Расход воздуха на изде- лие, мУмин
р, МПа мУмИН т
Усилие О.5 -1О4 Н 0,63 10 6 0,7 1,15 0,8 38,64
Примечание. Характеристику ковочного молота и значения коэффициентов ко„ - см.
табл. 3.2,3.3 соответственно; коэффициент утечки принят 1,15.
Таблица 7.28
Отчетная сводка о расходе сжатого воздуха цехом
Участок цеха Продукция Ед. измср. Выпуск Расход воздуха, тыс. м3 Уд. расход воздуха, мУед. прод. Экономия (+) Перерасход (-)
По норме Факт. По норме Факт. Абс., тыс. м3 %
Уменьшение норм расхода воздуха учитывает его экономию
без изменения эффективности его использования для производ-
ственных процессов и поэтому является более точным показате-
лем, чем абсолютное снижение расхода воздуха.
Расход воздуха нормируется для давления, установленного в
технологическом процессе. В норму входит расход воздуха пневмо-
приемниками, наличие технического паспорта пневмоприемника
способствует более точному определению нормы. Расчет норм
расхода сжатого воздуха лучше всего производить по форме, учи-
тывающей специфику технологии изготовления изделия: детали,
узлы, машины и т. д. Примерная форма приведена в табл. 7.27.
Нормирование расхода сжатого воздуха на изделие необхо-
димо в первую очередь проводить для участков с установившей-
ся неизменной номенклатурой выпуска продукции. Расчетные
нормы расхода сжатого воздуха на изделия позволяют составить
ежемесячную отчетную сводку о расходе сжатого воздуха цехом
или предприятием (табл. 7.28).
Отсутствие норм расхода создает условия бесконтрольного
потребления и неизбежно приводит к большому перерасходу
сжатого воздуха.
493
Эксплуатация и ремонт пневматического оборудования. На-
ряду с работами, обеспечивающими эффективную эксплуатацию
компрессорных установок и распределительных сетей с устройст-
вами обработки сжатого воздуха (см. главу 11), необходимо преду-
смотреть планово-предупредительный ремонт пневматического
оборудования как условие его производительной и экономичной
работы. Это касается прежде всего уменьшения утечек в пневмо-
механизмах и распределителях, которые возникают из-за увели-
ченных зазоров в цилиндрах, золотниках, уплотнениях штоков и
др. Так, для пневмоцилинров предельный зазор составляет
1/500—1/150 диаметра поршня, а для золотников и клапанов — от
1/1500 до 1/500 диаметра. При увеличении зазора вследствие изно-
са следует наплавить и расточить цилиндр или золотниковую
втулку, заменить поршневые уплотнительные кольца и т. д.
Рекомендуемые сроки осмотра - 1 раз в квартал, а ревизия -
во время остановки на профилактику основного оборудования це-
ха (участка). Периодическому осмотру, чистке, замене и опрессов-
ке подлежат все вентили, задвижки, соединения, шланги, штуце-
ры, сопла, резервуары, водоотделители и контрольно-измери-
тельные приборы. График ППР должен предусматривать перио-
дическую проверку на плотность и утечку7 цеховых сетей; продув-
ку мест, где могут скопиться грязь, вода и др. Наряду с ремонтами
должны соблюдаться правила эксплуатации пневмомеханизмов и
ухода за ними, в том числе своевременная чистка и промывка,
смазка, устранение неплотностей и использования инструмента не
по прямому назначению. Каждый механизм должен иметь техни-
ческий паспорт. У рабочих мест должны быть вывешены схемы
воздухопроводов, чертежи и конструктивные схемы обслуживае-
мых пневматических машин и устройств, а также памятки с крат-
кими правилами эксплуатации и указаниями о путях экономии
сжатого воздуха. Любые изменения в цеховой распределительной
сети сжатого воздуха (дополнительные врезки) должны произво-
диться с санкции отдела главного энергетика предприятия и при-
влечения к этому проектного отдела предприятия.
Основные направления экономии электрической энергии в
пневмосистемах:
1. Замена компрессорного оборудования и пневмомеханиз-
мов, которые по типу, мощности и характеристикам не соответ-
ствуют технологическим и экономическим требованиям.
2. Децентрализация воздухоснабжения.
3. Организация эксплуатации оборудования в энергетически
выгодных режимах.
494
4. Реконструкция и модернизация распределительных возду-
хопроводов в целях сокращения прямых потерь.
5. Улучшение технического состояния оборудования и рас-
пределительных сетей путем организации правильного ухода за
ними, высококачественного планово-предупредительного ре-
монта, регулярной чистки и ревизии, профилактического испы-
тания оборудования, уплотнения соединений и сокращения воз-
можных утечек сжатого воздуха.
6. Улучшение качества эксплуатации оборудования и распре-
делительных сетей путем повышения квалификации обслужива-
ющего персонала и его материального стимулирования за эко-
номию энергии.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Алексеев В.П. К вопросу повышения техиико-экономических характе-
ристик силовых пневмоприводов // Пневматические приводы и системы уп-
равления. М.: Наука, 1971. С. 219-221.
2,Балтахаиов А.М., Иванов Е.Н. и др. Разработка, внедрение и
перспективы развития электрогидроимпульсной технологии очистки труб
от накипи и отложений // Промышленная энергетика, 2005. № 4. С. 24—27.
3. Башта Т.М Гидропривод и гидроавтоматика- М.: Машиностроение,
1984.320 с.
4. Берман Я.А., Маньковский О.Н. и др. Системы охлаждения
компрессорных установок. Л.: Машиностроение, 1984.228 с.
5. Борисов Б.Г., Калинин Н.В. и др. Системы воздухоснабжения
промышленных предприятий. М.: Изд-во МГЭИ, 1989. 180 с.
6. Быстрицкий Г.Ф. Применение полиэтиленовых труб в энергохозяйст-
ве предприятий // Промышленная энергетика, 2006. № 11. С. 30-36.
7. Волков В.Л. Устранение выбросов аэрозоля смазочного масла из обо-
рудования заводской компрессорной станции // Промышленная энергетика,
2005. № 4. С. 32-34.
8. Воронецкий А. Воздухоснабжение металлургического комбината //
Национальная металлургия, 2003. № 5. С. 110-111.
9. Временная инструкция по нормированию расхода электроэнергии на выра-
ботку сжатого воздуха и кислорода на предприятиях черной металлургии.
ВНИИОЧЕРМЕТ. М.: Черметэнерго, 1983.130 с.
10. Галеркин Ю.Б. Состояние и перспективы развития компрессорной тех-
ники в России // Компрессорная техника и пневматика, 2006. № 6. С. 2-16.
11. Газодинамические испытания центробежных компрессоров К-250-61-1 и
К-250-61-5 компрессорной станции № 3 ВИЗа. Технический отчет «Уралэ-
нергочермета». Свердловск, 1987. 30 с.
12. ГОСТ 17433-80 [Ст. СЭВ 1704-79]. Промышленная чистота. Классы за-
грязненности сжатого воздуха. М.: Изд-во стандартов, 1980.
13. Карабин А.И. Сжатый воздух. М.: Машиностроение, 1964. 343 с.
14. Камоцци-пневматика. Краткий каталог. М., 2006. 92 с.
15. Козловский В. Как выбрать компрессор//Энергослужба предприятия,
2003. № 1 (3). С. 44-47.
16. Козловский В. Системы подготовки сжатого воздуха // Энергослужба
предприятия, 2003. № 2 (4).
17. Компрессоры. Каталог. Диокон. Промышленная группа. М., 2006. Вып.
№ 2.
18. Компрессоры и электростанции «Atlas Сорсо». Ежегодный каталог. М.:
Atlas Сорсо, 2006.
19. Комплексные решения для подготовки сжатого воздуха Далва Консалтинг
// Инновацнн. Технологии. Решения. М., 2006.
496
20. Крючков А.Д. Автоматизация поршневых компрессоров. Л.: Машино-
строение, 1972.232 с.
21. Краснощеков Е.А., Сукомел А.О. Задачник по теплопередаче:
Учеб, пособие для вузов. 4-е изд., перераб. М.: Энергия, 1980. 288 с.
22. Кузнецов Ю.В., Кузнецов М.Ю. Сжатый воздух. Екатеринбург:
УрО РАН, 2003. 271 с.
23. Курчавин В.М., Мезенцев А.П. Экономия тепловой и электриче-
ской энергии в поршневых компрессорах. Л.: Энергоатомиздат, 1985. 80 с.
24. Кучеренко В.В., Гоголев П.В., Куликов А.И. Повышение
эффективности эксплуатации компрессоров К-250 и К-500 // Компрессор-
ная техника и пневматика, 2004. № 7. С. 6-9.
25. Липец А.У., Дирииа Л.В. и др. Утилизация тепла отходящих газов
от промышленных сетей // Теплоэнергетика, 1999. № 4. С. 36-40.
26. Материалы ООО «ЭН СИ» по осушению сжатого воздуха. № 285 от
27.06.2001.
27. Михайлов А.К., Пирумов В.П. Компрессорные машины: Учеб,
для вузов. М.: Энергоатомиздат, 1989. 288 с.
28. Михушкии В.Н. Системы термовлажностной подготовки сжатого воз-
духа для общепромышленных пневмосетей // Промышленная энергетика,
1990. №2. С. 41-44.
29. Назаренко У.П. Экономия электроэнергии при производстве и ис-
пользовании сжатого воздуха. М.: Энергия, 1976. 104 с.
30. Назарычев Л.Н., Таджибаев А.П. Обоснование сроков эксплуа-
тации электрооборудования // Промышленная энергетика, 2005. № 4.
С. 21-26.
31. Обзор продукции для техники автоматизации. Festo. ДП «Фесто-производ-
ство». Симферополь, 2006. С. 26.
32. Основы сжатия воздуха. Alup-Comprcssoren GmbH. РО-ВОХ. 1161-D-75232.
Kongen.
33. Очистка сжатого воздуха для пневматических систем. Отраслевой руково-
дящий материал. М.: НИИМаш, 1974. 87 с.
34. Петров А., Андреев М. ОАО «Казанькомпрессормаш». Ставка на
инновации // Техномир, 2006. № 4 (30). С. 46-47.
35. Пластинина Э.Н., Феррари М.И. Компрессорные установки об-
щего назначения «Atlas Сорсо» с системами утилизации тепла // ЦИНТИ-
ХИМНЕФТЕМАШ. Сер. ХМ-5. Компрессорное машиностроение, 1985.
№ 1.С.7.
36. Пневматические цилиндры в станкостроении. Отраслевой руководящий
материал. М.: НИИМаш, 1973.116 с.
37. Погорелов В.И. Газодинамические расчеты пневматических приводов.
Л.: Машиностроение, 1971. 184 с.
38. Последствия прямого пуска и способы его предотвращения. ООО «Раби-
ка-энергосбережение». Информация. 2006.
39. Правила устройства и безопасной эксплуатации стационарных компрессор-
ных установок, воздухопроводов и газопроводов. Госгортехнадзор СССР.
М.: Металлургия, 1973.30 с.
40. Правила технической эксплуатации воздушных компрессорных станций.
Черметэнерго. М., 1985. 60 с.
41. Рахмилевич 3.3., Мыслицкий Е.Н., Хачатурян С.А. Ком-
прессорные установки в химической промышленности. М.: Химия, 1977.
276 с.
497
42. Рис В. Ф. Центробежные компрессорные машины. Л.: Машиностроение,
1981.320 с.
43. Руководство по установкам сжатого воздуха. Изд-е 6. Atlas Сорсо
Compressoren АВ. Uddvagen 7.S-13182. Nacka Sweden. 158 s.
44. Tacis. Сжатый воздух. Киев: Центр подготовки энергоменеджеров. ЕИК
9701/M/I 2.2.
45. Терентьев В.И., Караван С.В. Водооборотные системы охлажде-
ния // Энергосбережение, 2006. №5. С. 22-24.
46. Тенденции в автоматизации. Festo. №2. 2006. С. 33.
47. Технология VSD от «Allas Сорсо» — лучшее решение И Техномир, 2006. № 4
(30). С. 60-64.
48. Техническая термодинамика: Учеб, для втузов / Под ред. В.И. Крутова. М.:
Высш, шк., 1971.472 с.
49. Титов Б.М., Кабаков А.Н. О теплоизоляции воздухопровода ком-
прессорных установок Ц Изв. вузов. Горный журнал, 1966. № 10. С. 132-134.
50. Усиленные пневмоцилиндры Camozzi. Камоцци-Пневматика И Оборудова-
ние. Разработки. Технологии. 2007. № 1 (01). С. 25.
51. Устройство для плавного пуска ВГГУ 6/2. Технический отчет. ООО «Элек-
тропромналадка Плюс». Екатеринбург, 2001.
52. Ушаков В.И. О влиянии туманов и осадков на работу рудничных ком-
прессорных установок И Изв. вузов. Горный журнал, 1974. № 8. С. 105-108.
53. Фогель Г., Мюльбергер О. Удивительный мир пневматики. ООО
«Инкомбук». Любляна, Словения, 2003.204 с.
54. Френкель М.И. Поршневые компрессоры. М.: Машиностроение, 1969.
737 с.
55. Черкасский В.М., Калинин Н.В., Кузнецов Ю.В., Суббо-
тин В.И. Нагнетатели и тепловые двигатели. М.: Энергоатомиздат. 1997.
384 с.
56. Эксплуатация пневматических устройств и систем. Методические рекомен-
дации. М.: НИИМаш, 1980. 80 с.
57. Элементы и устройства пневмоавтоматики высокого давления. Каталог.
М.: ВНИИГидропривод, 1986. 156 с.
58. Электронный преобразователь солей жесткости «Термит». ООО «Альфа
Тех», 2006.
59. Энергия сжатого воздуха. Каталог. ООО «Торговый дом “ЧКЗ”». Челя-
бинск, 2005. 26 с.
60. Энергосберегающая технология в системах подготовки сжатого воздуха ти-
па «С-ОСВ». М.: Автомашпром, 1988. 5 с.
61. Ягупов В. Тепловые насосы - эффективный путь энергосбережения Ц
Тех. совещ., 2006. № 9 (40).
62. Общие положения по проектированию и строительству газораспредели-
тельных систем из металлических и полиэтиленовых труб. СП42-101-2003.
ЗАО «Полимергаз». М., 2003.
ПРИЛОЖЕНИЕ
Таблица И 1
Международная система единиц (СИ) ГОСТ 8.417-81 (СТ СЭВ 1052-78)
Величина Единица измерения Сокращенное обозначение единиц
Длина Масса Время Сила электрического тока Термодинамическая темпера тура Количества вещества Сила света Некотс Площадь Объем, вместимость Скорость Ускорение Сила Давление Плотность Удельный объем Энергия, работа, количество теплоты, энтальпия Мощность, поток энергии Энтропия Удельная массовая теплоем- кость Теплота фазового превраще ния, удельная энтальпия Плотность теплового потока Коэффициент теплопровод- ности Коэффициент теплоотдачи, теплопередачи Динамическая вязкость Кинематическая вязкость Основные единицы Метр Килограмм Секунда Ампер Кельвин Моль Кандела )рые производные единицы Квадратный метр Кубический метр Метр в секунду Метр на секунду в квадрате Ньютон Ньютон на квадратный метр Килограмм на кубический метр Кубический метр на килограмм Джоуль Ватт Джоуль на кельвин Джоуль на килограмм-кельвин Джоуль иа килограмм Ватт на квадратный метр Ватт на метр-кельвин Ватт на квадратный метр-кель- вин Паскаль-секунда Квадратный метр на секунду М кг С А К моль кд м2 м3 м/с м/с2 Н; (кг-м/с2) Н/м2; Па кг/м3 м3/кг Дж; (Н-м) Вт; (Дж/с) Дж/К Дж/(кгК) Дж/кг Вт/м2 Вт/(м-К) Вт/(м2-К) Па-с; (Н-е/м2) м2/с
499
Таблица П2
Некоторые внесистемные единицы
Величина Единица измерения Сокращенное обозначение единиц
Время Работа, энергия, теплота Масса вещества в килограммах, численно равная его молекуляр- ной массе Давление Теплота Температура Час, сутки Киловатт-час Киломоль Миллиметр водяного столба Миллиметр ртутного столба Бар Атмосфера Калория Цельсий ч, сут кВт-ч кмоль мм вод. ст. мм рт. ст. бар ат. кал °C
Таблица ПЗ
Множители и приставки для образования иратных и дольных единиц
и их наименований
Множитель Приставка Обозначение Множитель Приставка Обозначение
10й Тера т 10-’ Деци Л
ю9 Гига г 10"2 Санти с
106 Мега м КУ3 Милли м
103 Кило к 10-* Микро мк
102 Гекто г КГ9 Нано н
10 Дека J 10-'2 Пико п
500
Таблица ГТ4
Коэффициенты перевода между энергетическими единицами
Единица ГДж Гкал МВт-ч ту. т. ТМ.Э.
ГДж 1.0 0,2388 0,2778 0,03412 0,02388
Гкал 4,1868 1,0 1,163 0,14286 0,1
МВт-ч 3,6 0,8598 1,0 0,12284 0,08598
ту. т. 29,3076 7,0 8,141 1,0 0,7
TH. э. 41,868 10,0 11,630 1,42857 1,0
Примечание- При определении замещения органического топлива при производстве тепло-
вой и электрической энергии возникает необходимость преобразования эквивалентной тепловой
энергии в электрическую, для чего используются следующие энергетические эквиваленты:
Тонна условного топлива («угольного эквивалента») 1 ту.т. = 8,141 МВт-ч, тонна «нефтяно-
го эквивалента» 1 т н. э. = 11,63 т\р МВт ч, где - средний кпд преобразователей тепловой энергии
в электрическую на существующем уровне техники. Принимая это значение равным т^, = 0,361, по-
лучаем следующие соотношения для единиц электроэнергии, вырабатываемой источником:
1 т н. т. = 4,20 МВт-ч; 1 кВт-ч = 238 т н. э.
1 т у. т. = 2,94 МВт ч. 1 кВт-ч = 340 т у. т.
Таблица П5
Соотношение основных величин в разных системах единиц
.Характеристика Ед. измерения
Давление Сила Плотность Коэффициент дина- мической вязкости Коэффициент кине- матической вязкости Теплоемкость Теплота фазового превращения, удель- ная энтальпия Тепловой поток Плотность теплово- го потока Коэффициент теп- лопроводности 1 Па = 1 Н/м2 = 1,02-10-5 кгс/см1 = 7,5024-1 О*3 мм рт. ст. 1 бар = 103 Па = 1,02 кгс/см2 = 750,24 мм рт. ст. 1 ат. = 1 кгс/см2 = 0,980665 бар = 735,6 мм рт. ст. 1 кгс = 9,81 Н 1 кгс-с2/м4 = 9,81 кг/м3 1 Н-с/м2 = 0,102 кгс/см7 = 1,02-10’2 П = 0,102 кгсДм-с) I кгс-с/м2=9,81 Па-с 1 Пз = 100 сП = 1 дин-с/см2 = 360 кгс/(м-ч) = 0,0102 кг-с/м2 1 м2/с = 3600 м2/ч = 104 см2/с = 10’’ Ст 1 Ст = 1 см2/с = 100 сСТ = 10“ м2/с 1 ккалДкгс-°C) =4,187 кДж/(кг°С) 1 ккал/кге = 4,187 кДж/кг 1 ккал/ч = 1,163 Вт 1 ккал/(м2-ч) = 1,163 Вт/м2 1 ккал/(м-ч-°С) = 1,163 Вт/(м-°С) 1 Вт/(м-К) = 0,86 ккал/(м-ч-°С) = 360 кал/(см-с-град)
501
Таблица П6
Теплофизические свойства сухого воздуха при р = 100 кПа (750 мм рт. ст.)
г. °с р, кг/м3 кДж/кг-°С) МО2, Вт/(м-К) р-106. Нс/м’ v-IO^mVc Рг
-50 1,584 1,013 2,04 14,6 9,23 0,728
-40 1,515 1,013 2,12 15,2 10,04 0,728
-30 1,453 1,013 2,20 15,7 10 80 0,723
-20 1,395 1 009 2,28 16,2 11,79 0,716
-10 1,342 1,009 2,36 16,7 12,43 0,712
0 1,293 1,005 2,44 17,2 13,28 0,707
10 1,247 1,005 2,51 17,6 1416 0,705
20 1,205 1,005 2,59 18,1 15,06 0,703
30 1,165 1,005 2,67 18,6 16,00 0,701
40 1,128 1,005 2,76 19,1 16,96 0,699
50 1,093 1,005 2,83 19,6 17,95 0,698
60 1,060 1,005 2,90 20,1 18,97 0,696
70 1,029 1,009 2,96 20,6 20,02 0,694
80 1,000 1,009 3,05 21,1 21,09 0,692
90 0,972 1,009 3,13 21,5 22,10 0,690
100 0,946 1,009 3,21 21,9 23,13 0,688
120 0,898 1,009 3,34 22,8 25,45 0,686
140 0,854 1,013 3,49 23,7 27,80 0,684
160 0,815 1,017 3,64 24,5 30,09 0,682
180 0,779 1,022 3,78 25,3 32,49 0,681
200 0,746 1,026 3,93 26,0 34,85 0,680
502
Таблица П7
Параметры влажного воздуха при р = 100 кПа (750 мм рт. ст.)
г, °C Р.сп. кПа Г/КГ Рп. Г/МЭ г, °C кПа dm,» г/кг Рп.г/МЭ
-20 0,1029 0,6408 0,88 16 1,8170 11,511 13,53
-19 0,1133 0,7057 0,96 17 1,9364 12,282 14,37
-18 0,1246 0,7763 1,05 18 2,0626 13,100 15,25
-17 0,1369 0,8528 1,15 19 2,1960 13,966 16,17
-16 0,1504 0,9368 1,27 20 2,3368 14,883 17,15
-15 0,1651 1,028 1,38 21 2,4855 15,854 18,19
—14 0,1809 1,127 1.51 22 2,6424 16,882 19,25
-13 0,1981 1,235 1,65 23 2,8079 17,970 20,37
-12 0,2169 1,352 1,80 24 2,9824 19,121 21,58
-И 0,2373 1,480 1,96 25 3,1663 20,338 22,83
-10 0,2594 1,618 2,156 26 3,3600 21,626 24,14
-9 0,2833 1,767 2,339 27 3,5639 22,987 25,52
-8 0,3094 1,931 2,537 28 3,7780 24,425 26,97
-7 0,3376 2,107 2,751 29 4,0043 25,946 28,49
—6 0 3681 2,298 2,984 30 4,2417 27,552 30,08
-5 0,4010 2,504 3,238 31 4,4913 29,250 31,74
—4 0,4368 2,729 3,513 32 4,7536 31,043 33,49
-3 0,4754 2,971 3,889 33 5,0290 32,937 35,32
-2 0,5171 3,233 4,135 34 5,3182 34,937 37,23
-1 0,5621 3,516 4,487 35 5,6217 37,050 39,29
0 0,6108 3,823 4,868 36 5,9401 39,281 41,32
1 0,6566 4,111 5209 37 6,2740 41,637 43,51
2 0,7054 4,419 5,570 38 6,6240 44,124 45,59
3 0,7575 4,748 5,953 39 6,9907 46,750 48,18
4 0,8129 5,068 6,359 40 7,3749 49,524 50,67
5 0,8718 5,470 6,790 41 7,7772 52,454 53,27
6 0,9346 5,868 7,246 42 8,1983 55,547 55,99
7 1,0012 6290 7,732 43 8,6390 58,816 58,82
8 1,0721 6,741 8,243 44 9,0998 62,267 61,77
9 1,1473 7219 8,784 45 9,5817 65,914 64,85
10 1,2271 7,727 9,356 46 10,085 69,768 68,06
11 1,3118 8268 9,961 47 10,612 73,843 71,40
12 1,4015 8,841 10 60 48 11,161 78,143 74.87
13 1,4967 9,451 1128 49 11,735 82,696 78,49
14 1,5974 10,097 11,99 50 12,335 87,519 82,26
15 1,7041 10,783 12,74 51 12,960 92,614 86,17
503
Окончание табл. П7
г, °C А» «Па 4™.. г/кг рп. г/м1 /,°С Л®. кПа 4т,„ Г/КГ Рп. г/м1
52 13,612 98,007 90,25 74 36,963 364,722 230,14
53 14,292 103,720 94,48 75 38,548 390,172 239,35
54 15,001 109,773 98,88 76 40,190 417,960 248,84
55 15,740 116,191 103,45 77 41,890 448,384 258,83
56 16,510 122,999 108,20 78 43,650 481,815 268,81
57 17,312 130,225 113,13 79 45,573 518,719 279,29
58 18,146 137,890 118,20 80 47,359 559,588 290,02
59 19,015 146,043 123,50 81 49,310 105,066 301,19
60 19,919 154,714 129,02 82 51,328 655,942 311,62
61 20,859 163,939 134,68 83 53,415 713,194 324,47
62 21,837 173,773 140,66 84 55,572 778,018 336,66
63 22,854 184,263 146,77 85 57,803 852,038 340,19
64 23,910 195,453 153,10 86 60,107 917,171 362,12
65 25,008 207,422 159,65 87 62,488 1036,14 375,47
66 26,148 220,225 166,51 88 64,947 1152,46 389,22
67 27,332 233,948 173,57 89 67,486 1291,02 403,38
68 28,561 248,673 180,85 90 70,108 1458,82 417,94
69 29,837 264,507 188,43 91 72,814 1655,94 432,88
70 31,161 281,558 196,21 92 75,607 1927,91 448,31
71 32,553 299,932 204,29 93 78,488 2269,41 464,12
72 33,957 319,811 212,65 94 81,460 2732,91 48039
73 35,443 341,340 221,21 95 84,525 3397,39 497,21
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие.................................................... 3
Часть первая
Основные положения термодинамики п теплопередачи
Глава 1. Термодинамика идеальных газов......................... 4
1.1. Основные понятия ....................................... 4
1.2. Основные термодинамические параметры состояния............ 5
1.3. Идеальный газ ............................................ 7
Глава 2. Основные законы термодинамики и процессы идеальных
газов ......................................................... 9
2.1. Первый закон термодинамики ............................... 9
2.2. Энтропия. Тепловая s, Т-диаграмма........................ 12
2.3. Термодинамические процессы в идеальных газах ............ 14
2.4. Максимальная работоспособность потока. Эксергия.......... 16
2.5. Уравнение первого закона термодинамики для потока........ 18
Глава 3. Основные закономерности истечения газов.............. 19
3.1. Уравнение неразрывности потока........................... 19
3.2. Скорость истечения из сопла ............................. 19
3.3. Истечение газа из сопла Лаваля........................... 20
3.4. Действительный процесс истечения......................... 21
35. Истечение газа из постоянной емкости через отверстие с постоян-
ным сечением.................................................. 24
Глава 4. Закономерности переноса теплоты..... 25
4.1. Основные понятия......................................... 25
4.2. Теплопроводность ........................................ 26
4.3. Конвекция ............................................... 27
4.4. Излучение................................................ 30
4.5. Теплопередача ........................................... 31
Глава 5. Свойства сухого и влажного воздуха................... 34
5.1. Атмосферный воздух....................................... 34
5.2. Физические свойства сухого воздуха ...................... 34
5.3. Физические свойства влажного воздуха..................... 37
505
Часть вторая
Выработка сжатого воздуха. Компрессорные установки
Глава 6. Основные термодинамические зависимости................ 43
6.1. Терминология и классификация компрессоров................ 43
6.2. Рабочие параметры компрессоров........................... 44
6.3. Особенности термодинамических процессов в компрессоре. 46
6.4. Изображение процессов сжатия в диаграммах состояния... 47
6.5. Многоступенчатое сжатие.................................. 50
6.6. Коэффициент полезного действия компрессора............... 53
6.7. Эксергетический кпд компрессорной установки.............. 55
Глава 7. Поршневые компрессоры................................. 56
7.1. Рабочий процесс и параметры компрессора................... 56
7.2. Конструкции поршневых компрессоров ...................... 60
Глава 8. Роторные компрессоры.................................. 63
8.1. Винтовые компрессоры..................................... 64
8.2. Параметры винтового компрессора.......................... 71
8.3. Конструкции винтовых компрессоров........................ 73
8.4. Спиральный компрессор.................................... 77
Глава 9. Центробежные компрессоры.............................. 78
9.1. Общие сведения...................-....................... 78
9.2. Основы теории центробежной машины ....................... 81
9.3. Многоступенчатые турбокомпрессоры....................... 85
9.4. Характеристики турбокомпрессора.......................... 87
9.5. Конструкции центробежных компрессоров ................... 89
Глава 10. Работа компрессора па сеть........................... 92
10.1. Работа компрессора на сеть............................... 92
10.2. Рабочее давление в сети................................. 94
10.3. Влияние рабочего давления на характеристики компрессора ... 100
Глава 11. Регулирование давления сжатого воздуха ............... 105
Глава 12. Сравнение экономичности современных способов изме-
нения производительности воздушных компрессоров .. 113
12.1. Плавное изменение частоты вращения вала, и0 = Var..... 113
12.2. Периодический пуск и остановка компрессора ........... 115
12.3. Периодический перевод компрессора на холостой ход и номи-
нальную нагрузку ........................................... 116
12.4. Перепуск воздуха из полостей цилиндров во всасывающие по-
лости поршневого компрессора................................ 118
12.5. Дросселирование потока на всасывании.................. 119
12.6. Закрутка потока входным направляющим аппаратом ....... 120
12.7. Комбинированное регулирование......................... 121
Глава 13. Системы автоматического регулирования давления и уп-
равления компрессорами ......................................... 122
13.1. Двухпозиционное регулирование давления ................ 122
13.2. Объем емкостной аппаратуры после компрессора при двухпози-
ционном регулировании давления ............................... 124
13.3. Двухпозиционные регуляторы............................. 126
13.4. Системы управления компрессорами ...................... 127
13.5. Микропроцессорные блоки управления..................... 131
Часть третья
Потребление сжатого воздуха
Глава 14. Классификация пиевмоприемнпков ..... ..... 134
14.1. Пневмораспределители................................... 135
14.2. Пневмодвигатели........................................ 140
14.3. Мембранные пневмоцилиндры н пневматические моторы... 145
Глава 15. Вспомогательное оборудование пневмосистем ......... 147
15.1. Регулирующая пиевмоаппаратура.......................... 147
15.2. Обслуживающие устройства .............................. 150
15.3. Устройства подготовки сжатого воздуха ................. 154
Глава 16. Давление и расход сжатого воздуха гшевмопрпемпиками 155
16.1. Рабочее давление....................................... 155
16.2. Расход сжатого воздуха пневмоприемником ............... 156
16.3. Расходные характеристики пневматических устройств...... 161
16.4. Расход воздуха группой пневмоприемников................ 165
16.5. Мощность пневмодвигателей.............................. 169
Глава 17. Монтаж и эксплуатация пневматических устройств
и систем .................................................... 172
17.1. Монтаж пневмоустройств................................. 172
17.2. Эксплуатация пневматических устройств и систем......... 174
Часть четвертая
Распределение сжатого воздуха
Глава 18. Магистральные п цеховые воздухопроводы............. 180
18.1. Сети сжатого воздуха................................... 180
18.2. Материал и соединения воздухопроводов.................. 186
Глава 19. Потерк энергии в сетях сжатого воздуха............. 192
19.1. Гидравлические потери энергии ....................- -. 192
19.2. Коэффициент сопротивления трения по длине.............. 193
19.3. Коэффициент местного сопротивления..................... 195
19.4. Режим течения сжатого воздуха в сетях. Экономическая скорость 196
19.5. Тепловые потери энергии ............................... 197
19.6. Кпд сети сжатого воздуха........................... 204
19.7. Диаметр воздухопровода ................................ 208
19.8. Гидравлический расчет воздухопровода................... 209
19.9. Порядок расчета воздухопроводов ....................... 212
506
507
Часть пятая
Обработка сжатого воздуха
Глава 20. Загрязнение сжатого воздуха н его воздействие иа пиев-
мосистему.................................................... 215
20.1. Загрязнение сжатого воздуха........................... 215
20.2. Воздействие загрязнений на пневмосистему............... 218
Глава 21. Нормирование качества сжатого воздуха................. 227
21.1. Классы загрязненности сжатого воздуха .................... 227
21.2. Классы загрязненности сжатого воздуха для пиевмосистем и тех-
нологических процессов...................................... 229
Глава 22. Очистка воздуха от таердых и жидких частиц .... 234
22.1. Гравитационное осаждение частиц........................ 234
22.2. Инерционное осаждение частиц .......................... 235
22.3. Диффузия и фильтрация .................................. 237
22.4. Условие удержания частиц на поверхностях ............... 238
Глава 23. Конструкции устройств для очистки воздуха........... 240
23.1. Классификация устройств очистки воздуха ................ 240
23.2. Выбор фильтра для компрессорной установки .............. 246
Глава 24. Методы и способы осушки воздуха..................... 249
24.1. Методы осушки воздуха.................................. 249
24.2. Осушка воздуха адсорбцией.............................. 260
24.3. Осушители мембранного типа............................. 266
Глава 25. Отделение и удаление капельной влаги, масла п твердых
частиц из сжатого воздуха......................... -.......... 266
25.1. Концевой влагомаслоотделитель ........................... 267
25.2. Фильтры систем распределения воздуха..................... 268
25.3. Сравнительная оценка различных схем очистки сжатого воздуха 275
Часть шестая
Компрессорные станции общего пазпачепия
Глава 26. Производительность компрессорной станции ............ 279
Глава 27. Выбор компрессора общего назначения.................. 282
27.1. Определение количества компрессоров, устанавливаемых на
компрессорной станции ......................................... 282
27.2. Основные факторы, определяющие выбор компрессора..... 286
27.3. Дополнительные факторы, влияющие на выбор компрессора .. 289
27.4. Отбор важнейших факторов, влияющих на выбор компрессора 306
Глава 28. Технико-экономическая оценка выбираемого компрессора 309
28.1. Капитальные затраты и годовые издержки производства... 309
508
28.2. Технико-экономическое обоснование варианта компоновки ком-
прессорной станции........................................ 317
Глава 29. Оборудование ном прессорных станций ................ 319
29.1. Централизованный и автономный источник воздухоснабжения . 319
29.2. Технологические схемы воздушных компрессорных установок . 321
29.3. Расположение центральной компрессорной станции ......... 323
29.4. Компоновка компрессорной станции ....................... 324
29.5. Трубопроводы и арматура компрессорной станции .......... 329
Глава 30. Системы охлаждения компрессорных установок....... 333
30.1. Общие сведения.......................................... 333
30.2. Открытые водооборотные системы охлаждения .............. 334
30.3. Система воздушного охлаждения промежуточного теплоносите-
ля в закрытом контуре......................................... 343
30.4. Системы непосредственного воздушного охлаждения ........ 346
30.5. Система охлаждения маслозаполненных винтовых компрессоров 348
30.6. Промежуточные (межступенчатые) охладители............... 349
30.7. Компоновка охладителей с компрессором................... 354
Глава 31. Электропривод компрессоров общего назначения..... 355
Часть седьмая
Энергосбережение при производстве, распределении и потреблении
сжатого воздуха
7.1. Энергосбережение при производстве сжатого воздуха...... 361
Глава 32. Технико-экономические показатели компрессорной стан-
ции ........................................................... 361
32.1. Основные технико-экономические показатели................ 361
32.2. Методика нормирования расхода электроэнергии на выработку
сжатого воздуха............................................ 361
Глава 33. Эффективность системы производства, распределения и
потребления сжатого воздуха.................................. 363
33.1. Анализ эффективности системы «компрессор-сеть-пиевмодви-
гатель» методом коэффициентов полезного действия........... 374
33.2. Анализ эффективности системы «компрессор-сеть-пневмодви-
гатель» эксергетическим методом............................ 382
Глава 34. Охлаждение компрессорных установок .................. 388
34.1. Общие положения.......................................... 388
34.2. Промежуточные (межступенчатые) охладители................ 388
Глава 35. Рекуперация тепловой энергии, отводимой системой
охлаждения компрессорной установки............................. 393
Глава 36. Повышение эффективности производства сжатого воздуха 403
509
36.1. Обоснование сроков эксплуатации оборудования............ 403
36.2. Повышение эффективности производства сжатого воздуха ком-
прессорами К-250 и К-500 ...................................... 407
36.3. Повышение эффективности производства сжатого воздуха пор-
шневыми компрессорами общего назначения ....................... 413
36.4. Измерение производительности компрессоров................ 415
36.5. Контроль экономичности работы компрессора ............... 419
Глава 37. Особенности работы электропривода компрессоров ... 420
37.1. Недозагрузка электропривода компрессоров................ 420
37.2. Компенсация реактивной мощности......................... 423
37.3. Пуск высоковольтных электродвигателей................... 425
37.4. Частотное регулирование электроприводов ................. 430
Глава 38. Когенерационная установка ио производству сжатого
воздуха (ппсвмоэнергии) и теплоты ............................ 432
7.2. Энергосбережение при распределении сжатого воздуха..... 441
Глава 39. Утечки и способы их определения .................... 441
39.1. Утечки сжатого воздуха в распределительных сетях ....... 441
39.2. Определение утечек...................... ...-----..... 443
Глава 40. Влага в сетях и меры ее устранения .. 448
40.1. Выпадение влаги в сетях ................................ 448
40.2. Меры борьбы с влагой в воздухопроводах.................. 453
7.3. Энергосбережение при потреблении сжатого воздуха......... 460
Глава 41. Подогрев сжатого воздуха............................ 460
Глава 42. Децентрализованное воздухоснабжение и редуцирование
сжатого воздуха............................................... 469
42.1. Децентрализованное воздухоснабжение..................... 469
42.2. Редуцирование сжатого воздуха........................... 472
42.3. Целесообразность редуцирования сжатого воздуха или децентра-
лизованного воздухоснабжения................................... 475
Глава 43. Непроизводительные расходы сжатого воздуха ......... 479
43.1. Струйные пневмоприемиики................................ 479
43.2. Объемные пневмодвигатели ............................... 486
Глава 44. Организационно-технические мероприятия ио энерго-
сбережению в пиевмосистемах ................................... 490
44.1. Отдельные энергосберегающие решения................... 490
44.2. Отдельные организационные мероприятия................... 492
Списои литературы............................................. 496
Приложение............................................
499
СВЕДЕНИЯ ОБ АВТОРАХ
1Й
Кузнецов Юрий Васильевич - профессор Российского го-
сударственного профессионально-педагогического уни-
верситета, канд. техн, наук, почетный работник высшего
образования. Автор многих технических и учебно-мето-
дических изданий и соавтор учебников Минвуза СССР
«Теплотехника», «Нагнетатели и тепловые двигатели»,
«Termotecnika» (издание на испанском яз.). Специалист по
теплоэнергетическому оборудованию и, в частности, по
пневмосистемам.
Кузнецов Михаил Юрьевич - инженер, выпускник УГ1 У-
УПИ, г. Екатеринбург и “Southern Alberta Institute of
Technology”, Канада. Соавтор многих публикаций по мо-
дернизации и повышению эффективности пневмосистем,
специалист по теплоэнергетическому и нефтегазовому
оборудованию. В настоящее время работает в “Jacobs
Engineering Group Inc.”, Канада.
Научное издание
Юрий Васильевич Кузнецов
Михаил Юрьевич Кузнецов
СЖАТЫЙ ВОЗДУХ
Рекомендовано к изданию Президиумом
и НИСО УрО РАН
Редактор Л.А. Урядова
Техническ1гй редактор Е.М. Бородулина
Корректор Н.В. Каткова
Компьютерная верстка О.С. Николаевой
Дизайн Т.О. Турыгипой
ЛР № 020764 от 24.04.98 г.
НИСО УрО РАН № 62(07). Подписано в печать 06.06.07.
Формат 60x84 1/16. Бумага типографская. Печать офсетная.
Усл. печ. л. 33. Уч.-пзд. л. 33. Тираж 300. Заказ 152.
Оригинал-макет изготовлен в РИО УрО РАН.
620219, Екатеринбург. ГСП-169, ул. Первомайская, 91.
Типография «Уральский центр академического обслуживания».
620219, Екатеринбург, ул. Первомайская, 91.