浅谈压缩机的选型设计

浅谈压缩机的选型设计

基础特点及要求复式压缩机是体积式简机。这是一种压缩机械，用于将气体压缩到活体内，提高气体压力，并向气体中释放热量。与其它类型压缩机相比,往复活塞式压缩机具有以下优点:1)适用压力范围广,超高压、高压、中压、低压均可,而尤其以高压最为优越。2)热效率高,一般大、中型机组绝热效率可达0.7～0.85左右。3)适应性较强,排气量范围较广,在小排气量下亦能保持较高效率,而且排气量受排气压力波动的影响较小。但由于其结构复杂,易损件较多,故检修工作量大,且由于往复惯性力的限制,转速较低,基础也较笨重。因此,随着离心式压缩机应用技术的日趋成熟,部分领域内的往复压缩机已由离心式压缩机所代替。但在炼油、化工工业等领域中,往复式压缩机以其独到的优势而仍占据着不可替代的重要作用。在往复式压缩机选型设计过程中,首先需要根据工艺条件初步估算压缩机的一些基本特性参数,以用作向制造厂商询价的基础资料。一般来说,由于工况条件及压缩介质的不同,各特性参数的确定方式及要求亦有所不同。以下将对几种基本的特性参数加以论述,并给出估算方法。1机组的轴功率及机械效率压缩机轴功率是指驱动机传递给压缩机主轴的功率,它除了提供内部功率(指示功率)外,还要用来克服活塞与气缸、活塞杆与填料函、十字头与滑道、连杆与十字头销及曲柄销、主轴与轴承等摩擦副的机械摩擦损失,故轴功率为:NZ=Niηm(1)ΝΖ=Νiηm(1)式中:NZ为轴功率,kW;Ni为指示功率,kW;ηm为机械效率,一般情况下,根据已有机器统计,可按以下取值:1)带十字头的大、中型机组:ηm=0.90～0.95;2)小型不带十字头压缩机:ηm=0.85～0.9;3)高压循环压缩机:ηm=0.8～0.85。1.1变指数mNi的确定直接关系到气体压缩过程。压缩机的实际压缩过程是一个既有状态变化又有热量交换的过程,即多变过程,按热力学气体状态方程,多变过程方程如下;p·Vm=常数(2)式中m为多变指数,其值除了与压缩介质的性质有关系外,主要取决于气体与外界的热交换及气体流动过程中的能量损失。多变指数m不可能用解析法求得,对往复式压缩机一般是从实测气缸示功图上取得,或者通过验算压缩机的操作数据而得。这样的一些作法所得到的m值都只是在平均意义上的近似值。按热力学定义,过程功(压缩功)为W=∫p·dV(3)由式(2),从初态1到终态2按积分式(3)得:W=∫21p⋅dV=∫21p⋅VmVm⋅dV=p1⋅Vm1⋅11−m(V1−m2−V1−m1)W=∫12p⋅dV=∫12p⋅VmVm⋅dV=p1⋅V1m⋅11-m(V21-m-V11-m)又p2p1=(V1V2)mp2p1=(V1V2)m,即V2=V1(p2p1)−1mV2=V1(p2p1)-1m故理想气体过程压缩功的计算式为:W=p1⋅V1m⋅11−m⋅[V1−m1⋅(p2p1)−1−mm−V1−m1]=p1⋅V1⋅1m−1⋅[(p2p1)−m−1m−1](4)W=p1⋅V1m⋅11-m⋅[V11-m⋅(p2p1)-1-mm-V11-m]=p1⋅V1⋅1m-1⋅[(p2p1)-m-1m-1](4)1.2实际气体压缩指示功率ni1.2.1实际气体状态方程由于实际气体与理想气体的差异,原简单的理想气体状态方程已不能正确反映实际气体的状态描述,针对于实际气体的热力状态方程,主要有二大体系,即范德瓦尔方程和维里方程,但工程上最常用的还是以简单的系数来修正理想气体状态方程,而得到实际气体状态方程即:p·V=Z·R·T(5)Z即为压缩性系数,表征实际气体偏离理想气体的程度,Z值可通过相关气体特性曲线中查得。1.2.2温度等熵指数kt实际气体等熵过程中温度与压力的关系式为:T=T1(pp1)KT−1KT(6)Τ=Τ1(pp1)ΚΤ-1ΚΤ(6)指数KT反映实际气体压缩后压力与温度的关系,称为温度等熵指数。KT受温度和压力的影响相对较小,故常取KT来求得排气量和指示功率。1.2.3实际气体指示装置(1)缸无气体泄漏如果假设:①排气终了时气体全部被活塞排出气缸;②进、排气过程中气体状态与进排气管内相同;③气体压缩的过程指数为一定值;④气缸无气体泄漏。则理论压缩循环示于压—容图,见图1。进气过程中,气体对活塞所作的功为:p1V1=面积144′1′1压缩过程中,活塞对气体作功为:∫2112p·dV=-面积122′1′1排气过程中,活塞对气体所作的功为:-p2V2=-面积234′2′2整个理论压缩循环功为三者代数和L=p1V1+∫2112p·dV-p2V2故有,L=-(12341)=-∫2112Vdp(7)(2)实际气体压缩循环考虑实际气体压缩过程中的余隙气体的存在、气阀阻力、热交换及气体泄漏的影响,其压缩循环压一容图如图2所示。图3为图2等功简化图。从图2、图3可见,实际气体的实际压缩循环功为:Li=∫2112V·dp-∫3443V·dp=1Z1(V0+Vh)⋅ps1KT=1Ζ1(V0+Vh)⋅ps1ΚΤ·∫2112Z·p−1Z4(V0+ΔV)⋅ps1KT-1Ζ4(V0+ΔV)⋅ps1ΚΤdp·∫3443Z′⋅p−1KTdpΖ′⋅p-1ΚΤdp近似取Z=Z′=Z1+Z22Ζ=Ζ′=Ζ1+Ζ22,代入上式得:Li=KTKT−1⋅Vs⋅Ps⋅[(pdps)KT−1KT−1]⋅Z1+Z22Z1(8)Li=ΚΤΚΤ-1⋅Vs⋅Ρs⋅[(pdps)ΚΤ-1ΚΤ-1]⋅Ζ1+Ζ22Ζ1(8)式中Z1、Z2取名义进出气状态下的压缩性系数,则指示功率为,Ni=n60⋅Li(9)Νi=n60⋅Li(9)式中n为曲轴转速;一般情况下,特别是双原子气体,KT可由K值代替,K可按以下取值:1)单原子气体:K=1.66～1.67;2)双原子气体:K=1.40～1.41;3)多原子气体:K=1.1～1.30。综合式(1)、(8)和(9)式可得:NZ=n60⋅ηm⋅KTKT−1⋅Vs⋅Ps⋅[(pdps)KT−1KT−1]⋅Z1+Z22Z1(10)ΝΖ=n60⋅ηm⋅ΚΤΚΤ-1⋅Vs⋅Ρs⋅[(pdps)ΚΤ-1ΚΤ-1]⋅Ζ1+Ζ22Ζ1(10)这样,根据工艺条件,按上式即可迅速初步得到压缩机的轴功率NZ。2主缸的排气量2.1漏系数、排气量、压力系数由于实际压缩机存在气体泄漏,所以排气量一定少于进气量,单级压缩机的排气量被定义为压缩机排出的气体容积流量换算成压缩机进气状态下的气体容积流量,以Vd表示,定义泄漏系数:λl=VdVs(11)λl=VdVs(11)参照式(11),排气量VdVd=Vs⋅(pdps)1KT(12)Vd=Vs⋅(pdps)1ΚΤ(12)结合行程容积Vh,Vd=Vh·λv·λT·λl·λp所以排气量计算式为,Q=Vh·λv·λT·λl·λp·n(13)式中,n为曲轴转速,r/min;Vh为行程容积,m3;λv为容积系数;λT为温度系数;λl为泄漏系数;λp为压力系数。由上式可看出,排气量与容积系数、温度系数、泄漏系数和压力系数、每级的汽缸行程容积及压缩机转速有关。2.2不同余隙的分布容积效率习惯又称为容积系数λv,它主要是用于表征气缸行程容积利用程度的一个系数,定义余隙容积为Vc,由实际气体的过程方程得,Vc+ΔV=VcZ1Z2(p2p1)1mTVc+ΔV=VcΖ1Ζ2(p2p1)1mΤ令压缩比ε=pdps‚α=VcVhε=pdps‚α=VcVh由容积系数的定义可得,λv=Vh−ΔVVh=1−α(Z1Z2ε1mT−1)(14)λv=Vh-ΔVVh=1-α(Ζ1Ζ2ε1mΤ-1)(14)相对余隙α的大小很大程度上取决于气阀在气缸上的布置方式,气阀的结构形式和压缩的级次以及同一级次气缸行程与直径之比等,一般α值在下列范围内:低压级α=0.07～0.12,中压级α=0.09～0.12,高压级α=0.11～0.16。一般情况下,气阀布置在缸盖上α值较小,而径向布置在缸壁上的α值则较大;采用直流阀比使用环状阀和网状阀的α值大,使用组合阀(进、排气阀组合成一个整体)的α值相对最大,高速压缩机,α值高达0.15～0.18。压力比ε当α和m一定时,压力比ε高,则λv减少,使进气量减少。当大到某值时,甚至会出现进气量为零的极限,此时压力比称为极限压力εmax。压力比过大,会使气缸容积利用率降低,还会使气温度过高,所以ε一般远小于εmax,一般单级最大压比不超过3～4。膨胀指数mT的大小除与气体性质有关外,主要取决于余隙气体在膨胀过程中与气缸壁热交换的情况。当气体损失热量多时,mT较小,λv较小;高压级气缸的热交换面积远小于低压级气缸,所以气缸与外界的热交换远不如低级压充分,因而其值接近于K,设计中一般推荐mT值如表1。2.3气体压力的影响气体经过进气阀需克服气阀弹簧力、气阀通道阻力等,故进入气缸后压力下降。在同一进气容积下,气体压力愈低,则其中的气体质量愈小,因而对进气过程来说,进气时压力下降,等于损失了进气量。所以可以认为压力系数λp=ps/pd表示由于压力降低使进气量减小的程度,按经验,λp=0.95～0.98,多级压缩机,其级次愈高,λp将愈大,Ⅲ级以后λp→1。2.4气体吸收量t的测定温度系数表示进入气缸的气体由于吸热体积膨胀而使进气量减少的程度,λT的大小取决于气体吸热的多少,吸收量愈多,λT愈小,具体的λT确定可由相关图表查取,一般为双原子气体λT=0.9～0.95。2.5泄漏系数的确定对于单级压缩机来说,产生气体泄漏的部位主要有3处:填料函泄漏、气阀泄漏、气缸内活塞泄漏。泄漏系数λl=11+∑νiλl=11+∑νi式中νi为气缸中各泄漏点的相对泄漏值,可按有关图表查取。综上所述,如要增加排气量,则可采取以下措施:a.增加压缩机转速;b.增大气缸直径,提高行程容积;c.减少余隙容积;d.改善气缸冷却状况,或降低进气温度。3加热温度由式(6)可得,排气温度计算公式如下,Td=Ts(pdps)KT−1KT(15)Τd=Τs(pdps)ΚΤ-1ΚΤ(15)4利用假临界温度山东石大科技有限公司一甲烷气加压用单级往复活塞式压缩机,进口压力为16.8bar(绝),进口温度为25℃;出口压力为43bar(绝),出口温度为90℃。汽缸直径D为200mm,行程S为320mm,相对余隙α为0.14,压缩机为双作用,活塞杆直径d为70mm,压缩机转速n为500r/min,已知甲烷气的假临界温度Tc′为210K,假临界压力pc′为45.5bar,温度绝热指数KT为1.316,求此压缩机的容积系数、排气量、排气温度及轴功率。由已知条件,并查文献,得Z1为0.96,Z2为0.95,m