ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Результаты испытаний некоторых компрессорных установок в промышленных условиях из "Компрессорные установки в химической промышленности" Для диапазонов давлений нагнетания 0,4—0,8 МПа изотермический к. п. д. компрессора находится в пределах 0,8—0,7, а коэффициент подачи в пределах 0,9—0,8, причем большие значения соответствуют компрессорам с прямоточными клапанами, а меньшие — машинам с кольцевыми клапанами. [c.95] В последнее время широко внедряется воздушный компрессор на оппозитной базе типа 4М10-100/8. Это двухступенчатый четырехцилиндровый компрессор, регулирование производительности в котором производится путем перепуска газа специальными клапанами из рабочей полости в линию всасывания цилиндров I и II ступеней. [c.95] В табл. П-1 приведены результаты испытаний пяти компрессоров этого типа. [c.95] Как видно из приведенных данных, применение прямоточных клапанов вместо кольцевых позволило увеличить производительность компрессора на 3,5% и снизить удельный расход электроэнергии на 4%. [c.97] Механический к. п. д. компрессора при испытаниях составлял 0,936, что свидетельствовало о нормальном состоянии механизма движения. Изотермический к. п. д., равный 0,713, указал на достаточно эффективное протекание процесса сжатия в цилиндрах компрессора. Установлено, что к. п. д. промежуточных холодильников компрессора составляет 0,82—0,95, величина недоохлаждения не превышает 15—20 °С, а относительная потеря давления в них находится в допустимых пределах. [c.97] После модернизации компрессора общие потери мощности во всасывающих и нагнетательных клапанах равнялись 130 кВт, что составляет 7,3% от индикаторной мощности. [c.97] Сжатый воздух после каждой ступени проходит последовательно через холодильник и маслоотделитель. Перед холодильниками ГИ и IV ступеней установлены буферные емкости для уменьшения пульсации давления в межступенчатых коммуникациях. Испытание проводилос на трех режимах работы компрессора при давлении всасывания в первую ступень от 0,2 до 0,45 МПа давление нагнетания IV ступени поддерживалось постоянным, равным 20 МПа. Результаты испытаний приведены в табл. П-2. [c.98] По мере загрузки компрессора (с повышением от 0,2 до 0,45 МПа) происходит перераспределение давлений по ступеням (см. табл. П-2). Для цилиндров I ступени степень повышения давления 8 увеличивается с 2,79 до 2,91, а температура нагнетания повышается со 119 до 128 °С. Как видно из индикаторных диаграмм (рис. П-7), по мере повышения давления на линии всасывания I ступени увеличивается пульсация газа на стороне нагнетания цилиндров, особенно I и II ступеней. [c.98] Причина невысоких значений изотермического и изотермического индикаторного к. п. д. заключается в недостаточной герметичности поршневых колец и клапанов часть мощности расходуется на сжатие воздуха, постоянно циркулирующего внутри полостей компрессора. При возможном повышении плотности клапанов и применении, например, неметаллических поршневых колец следует ожидать существенного повышения этих коэффициентов. Механический к. п. д. достаточно высок для рассматриваемого типа компрессора. [c.99] Суммарный замеренный расход воды на холодильники I—III ступеней составлял 53,5 м /ч (расчетный — 22,4 м /ч), что, как показали испытания, не является обоснованным. Следовательно, расход воды можно сократить на 30 м /ч, т. е. примерно на 58%, оставляя параметры воздуха практически неизменными. [c.100] Результаты испытания комнрессора 4Г-80/5,5-220 свидетельствуют о том, что экономически целесообразна эксплуатация компрессора при повышенных давлениях всасывания в I ступень, предельные значения которых определяются, как правило, из условий допустимых нагрузок в цилиндрах компрессора и механизме движения. [c.100] Компрессор 6М40-320/320 — горизонтальный, шестистуненчатый, шестирядный, оппозитный. Испытание его проводилось с целью получения основных технико-экономических показателей цилиндров и компрессора в целом, характеристик термодинамических процессов в цилиндрах и патрубках и теплообменных свойств промежуточных газоохладителей. Наряду с этим строились диаграммы поршневых, нормальных и тангенциальных сил, действуюш,их в механизме движения компрессора. Испытание проводилось при двух режимах, соответствуюш,их условиям эксплуатации — полной загрузки компрессора и частичной разгрузки. [c.100] Испытания проводились при компримировании газа следующего состава 70,2% Н, 23,0% N, 0,5% H 4,3% СО 1,6% СО, 0,4% Аг. Относительная влажность газа на входе в компрессор составляла 100%. Режим работы компрессора был обусловлен технологическим регламентом (табл. П-З). [c.100] Оценка работы газоохладителей проводилась путем определения коэффициентов теплопередачи, относительного эффекта охлаждения газа (к. п. д. газоохладителя) и величины недоохлаждения газа, значения которых представлены в табл. П-5. [c.102] Наихудшие показатели отмечены у газоохладителя П1 ступени, поскольку фактический коэффициент теплопередачи оказался на 30% ниже паспортного. Величина недоохлаждения газа в этом охладителе достигла 41 °С, что значительно выше нормального (15—17 °С) при этом и к. п. д. газоохладителя, равный 0,70, значительно ниже паспортного, который равен 0,82. [c.102] Вследствие недостаточно эффективной работы межступенчатых газоохладителей удельный расход электроэнергии в режиме загрузки достиг 285 кВт-ч/1000 м , в то время как в аналогичных установках он не превышает 268—280 кВт-ч/1000 м . [c.102] Для оценки характера сил, действующих на механизм движения компрессора, выявления наиболее нагруженного ряда комнрессора, а также для определения наиболее напряженного режима работы были рассчитаны и построены диаграммы усилий. [c.102] На рис. П-8 представлено распределение сил в кривошипношатунном механизме. Вдоль оси штока действует суммарная поршневая сила, равная сумме сил давления газа, трения и инерции возвратно-движущихся деталей. При построении диаграмм сила, растягивающая шток, принималась со знаком плюс, а сжимающая его — со знаком минус. Экстремальные значения поршневых сил (в кН) приведены в табл. П-6. [c.103] Р — суммарная поршневая сила N — нормальная (к оси цилиндра) составляющая поршневой силы — составляющая поршневой силы, нагружающая шатун Г — тангенциальная сила PJy — нормальная сила, действующая в плоскости кривошипа а — угол поворота коренного вала 3 — угол поворота шатуна. [c.103] С целью выявления основных термодинамических, технико-экономических и прочностных характеристик было проведено полное параметрическое испытание компрессора, по результатам которого проведены необходимые расчеты, построены диаграммы усилий для всех рядов компрессора и коленчатого вала, определены фактические запасы прочности деталей. [c.104] Вернуться к основной статье