ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Снижение колебаний давления газа и вибрации коммуникаций из "Компрессорные установки в химической промышленности" При эксплуатации поршневых компрессоров часто приходится сталкиваться с трудностями, вызванными колебаниями давления газа в трубопроводах. Как показала практика, коммуникации, рассчитанные только на статическую нагрузку, недостаточно надежны в работе из-за наличия в них пульсируюш его потока газа. Колебания давления газд. приводят к вибрации трубопроводных систем и аппаратов, а в некоторых случаях — к аварийной остановке производства. [c.155] Это обстоятельство выдвигает ряд специфических требований к поршневым компрессорным установкам (снижение степени неравномерности давления газа и вибрации, улучшение энергетических показателей и других), от реализации которых в значительной степени зависит их безаварийная эксплуатация. [c.155] Пульсирупцее движение газов характеризуется изменением во времени основных параметров потока — скорости, давления, плотности и температуры. Подобное движение совершает, например, поток, создаваемый компрессором с кривошипно-шатунным приводом, который испытывает постоянные колебания давления и скорости. При этом возникают резкие изменения расхода, приводяш,ие к появлению упругих волн давления, иногда весьма значительных. [c.155] Уравнения (111.1) и (III.2)J Tучетом условия баротропности течения (III.3) представляют собой систему двух уравнений для определения плотности р и скорости v в зависимости от координаты х и времени t. [c.156] Приведенные уравнения представляют собой систему дифференциальных уравнений в частных производных. Их общий интеграл содержит произвольные функции, которые могут быть найдены с помощью дополнительных условий, содержащихся в формулировке самой задачи. Отыскание произвольных постоянных производится на основании начальных и граничных условий. Начальные условия представляют собой распределение скоростей и давлений газового потока в трубопроводной системе в начальный момент времени до рассматриваемого возмущения. [c.156] Граничные условия, кроме того, определяют процесс возникновения отраженных волн на границе с участками, содержащими неоднородности (всевозможные устройства и различного рода местные гидравлические сопротивления). Газодинамические функции давления и скорости должны удовлетворять определенным граничным условиям, зависящим от типа неоднородности, в которой происходит излучение (потери) акустической энергии. Для приблин ен-ного учета этих потерь вводят акустический импеданс. [c.157] Импеданс состоит из активной и реактивной частей. Первая обусловлена трением и излучением звука во внешнюю среду, вторая — реакцией сил инерции масс или сил упругости (инерционное и упругое сопротивление). [c.157] Как видно из уравнений (III.5) и (ГП.6), при низких частотах Zr О, так что излучение энергии из открытого конца мало. [c.157] Реактивная часть отражает инерцию внешней среды перед [выходом из трубы. Эффект инерции учитывается увеличением длины трубы на 8Д/Зя = 0,85Л (для трубы с фланцем) или на 2Л/я = = 0,637 (для трубы без фланца). [c.158] При реализации колебаний с очень низкими частотами в узких трубах величина 2 О и граничное условие может быть записано в виде /3 = 0. Происходит полное отражение приходящих к открытому концу волн. В этом сечении будет наблюдаться узел акустического давления и пучность скорости. Ели окружающая среда имеет очень малую плотность и вытекающие из трубы газы быстро рассасываются, то мощно предположить, что условие р = О выполняется более строго. [c.158] Линии всасывания и нагнетания на индикаторных диаграммах свидетельствуют о наличии ясно выраженного колебательного состояния газа, причем наибольшие и наименьшие значения давления при разных числах оборотов располагаются в различных местах по ходу поршня. При работе без всасывающего трубопровода линия всасывания на индикаторной диаграмме принимает вид прямой и совпадает с линией атмосферного давления, что говорит об отсутствии колебательного процесса. [c.158] Мгновенное значение расхода с учетом уравнения (III.3) можно представить в виде. [c.159] Как видно из уравнения, приращение давления получается в результате сложения давления ряда синусоидальных волн. При совпадении частоты одной из волн ряда (III.9) с частотой собственных колебаний столба газа наступает резонанс, при котором амплитуда волны неограниченно возрастает по сравнению с амплитудами остальных членов ряда. Это обстоятельство является слабой стороной теории Зоммерфельда — Дебая, так как требует сохранения всех членов рида, не прибегая при этом к отбрасыванию остальных членов ряда по признаку малости постоянных коэффициентов. Отсюда следует, что любомуТрежиму отвечает состояние резонанса, так как бесконечный ряд, описываемый уравнением (III.9), всегда содержит такие гармоники, которые вступают в резонанс с главным тоном всасывающей трубы или ее обертонами. Разумеется, такой подход не может отвечать действительному характеру процесса. В реальных условиях амплитуды колебаний невелики, поскольку эффект резонанса ослабляется силами сопротивления. [c.160] Разработкой вопроса о затухании волн давления занимались многие авторы [9, 10]. Большой интерес представляет работа проф. Хайлова М. А по изучению процессов колебаний в трубах в период всасывания. В основу работы положена разработанная еще Жуковским и Риманом теория волн с конечной амплитудой. [c.160] В полученном уравнении первый член представляет вынужденную составляющую переменного давления, обусловленную сжимаемостью газа и его инерцией. Второй член указывает на дополнительную потерю от трения, происходящую от изменения скорости. Из уравнения (III.10) видно, что изменение давления всасывания зависит в основном от параметра В , в формулу которого входит коэффициент объема р и фазы колебания б т- При некоторых объемах резонатора колебания достигают максимума, что соответствует условиям резонанса. Таким образом, резонансные колебания давления во всасывающей линии компрессора могут использоваться для повышения производительности компрессора. Однако, теоретическими и экспериментальными исследованиями установлено [11], что производительность компрессора зависит еще и от порядка резонирующей гармоники. [c.162] При резонансе о = та тце Шо —частота собственных колебаний столба газа во всасывающей трубе). [c.162] На основании уравнения (И1.11) и (П1.12) можно сказать, какая аз резонирующих гармоник, положительно влияющих на наполнение цилиндра, дает наибольший эффект, и таким образом установить теоретический предел увеличения коэффициента наполнения. [c.163] Резонансный наддув поршневых компрессоров. Одним из методов повышения производительности поршневых компрессоров является подбор тэкой длины всасывающего трубопровода или числа оборотов двигателя компрессора, при которых частота собственных колебаний столба газа во всасывающем трубопроводе сказывается в резонансе с частотой компрессора. В результате резонирования газового столба развивается интенсивная пульсация давления, которая, накладываясь на давление окружающей среды, вызывает дополнительный приток газа в цилиндр компрессора до закрытия всасывающих клапанов, так называемый резонансный наддув. [c.163] Как показывает опыт, указанным методом можно повысить производительность компрессора на 12—15%. Однако изменить длину всасывающего трубопровода или число оборотов двигателя компрессора не всегда возможно, вследствие чего метод не получил практического применения. [c.163] Для того, чтобы упростить способ получения необходимого резонанса, И. А. Чарный [9] предложил установить на всасывающем трубопроводе компрессора одну или две дополнительные ем- ости с переменными объемами (резонаторы). Изменяя объемы резо-яаторов, можно достичь резонанса во всасывающей трубе при неизменной ее длине и постоянном числе оборотов двигателя компрессора. Периодически действуюшде эффекты всасывания протекают с вполне определенной частотой, вызывая возмущение среды за клапанами. Характер указанных возмущений определяется вихре-образованием и колебаниями среды в форме распространения волн давления. Эти волны при известных соотношениях могут находиться в условиях резонанса. [c.163] Вернуться к основной статье