Партнерский проект с компанией Руспроектэксперт

Тел.: 8-495-771-14-07

Проектирование


Строительство каркасно-панельных домов - сборные каркасно щитовые дома indivi-dom.ru.

ИНТЕНСИФИКАЦИЯ РАБОТЫ ОППОЗИТНЫХ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ АКУСТИЧЕСКИМ НАДДУВОМ

Повышение производительности действующих поршневых компрессоров является актуальной задачей, так как позволяет в ряде случаев увеличить производство сжатого воздуха компрессорными станциями без установки дополнительных машин. Наиболее эффективным способом увеличения производительности действующих пневматических установок с поршневыми компрессорами является акустический (резонансный) наддув, при котором используются колебания давления воздуха во всасывающем трубопроводе, возникающие в результате периодических процессов всасывания [1]. Поскольку привод стационарных поршневых компрессоров нерегулируем, осуществление резонансного наддува на практике достигается подбором соответствующим резонансным условиям длины и диаметра всасывающего трубопровода, при которых собственная частота колебаний газового столба совпадает с частотой одной из резонирующих гармоник возмущающего импульса и амплитуда достигает максимального значения, совпадающего по фазе с моментами закрытия всасывающих клапанов. Для компрессоров с цилиндрами двойного действия наибольшее увеличение производительности достигается при резонансе второй гармоники возмущающего импульса. Этим способом производительность таких машин, как 2ВГ, 55В, 5Г-100/8, ВП-50/8М была повышена на 9,5.-.15,3% [2].

В виду того, что указанные выше машины сняты с производства и заменяются оппозитными поршневыми компрессорами, имеющими ряд отличительных конструктивных особенностей, представляет теоретический и практический интерес исследование условий возникновения резонансных колебаний и эффективности их использования для акустического наддува компрессоров, выполненных на оппозитной базе.

К числу оппозитных компрессоров относится широко распространенный на горных предприятиях двухступенчатый четырехрядный оппозитный компрессор для воздуха 4М10-100/8 Пензенского компрессорного завода [3]. В отличие от ранее выпускавшегося компрессора 5Г-100/8, компрессор 4М10-100/8 выполнен с двумя цилиндрами первой ступени и двумя второй, причем все цилиндры двойного действия. Коленчатый вал компрессора имеет два парных колена, смещенных на 90°. Компрессор комплектуется двумя буферными емкостями, устанавливаемыми под цилиндрами первой и второй ступеней и предназначенными для уменьшения пульсации газа. Всасывание и нагнетание происходит здесь поочередно четырежды с равными интервалами в течение одного оборота вала. На рис. 1а представлена типовая схема всасывающей системы компрессора 4М10-100/8, обычно выполняемая в условиях его монтажа в здании компрессорной станции. В дальнейшем все параметры работы компрессора, отнесенные к такой всасывающей системе, будут называться номинальными, а режим работы машины - номинальным.

Указанные выше особенности компрессора 4М10-100/8 определили два принципиально возможных варианта исследования условий возникновения резонансных колебаний давления во всасывающей системе и оценки их влияния на режимы работы машины. Первый вариант заключался в том, что при испытании компрессора буферная емкость на стороне всасывания демонтировалась, и к двум цилиндрам первой ступени посредством коллектора присоединялся общий всасывающий трубопровод. Длина трубопровода изменялась короткими отрезками труб длиною по 0,25 и 0,5 м от нуля до длины 10,3 м диаметром 350 мм. Схема такой всасывающей системы изображена на рис. 1б, совпадающей по организации процессов всасывания с исходной схемой номинального режима.


При втором варианте трубопровод переменной длины подключался к каждому цилиндру индивидуально (рис.1 в).

Для определения условий возникновения резонансных колебаний, которые могут привести к увеличению производительности компрессора 4М 10-100/8, необходимо выяснить характер возмущающего воздействия со стороны поршня на скорость газа, заключенного во всасывающем трубопроводе. При подключении к трубопроводу двух цилиндров двойного действия со смещением угла кривошипа на 90° результирующая кривая скорости газа в трубопроводе имеет вид, изображенный на рис. 2а, получаемая суммированием кривых скоростей, соответствующих каждой полости цилиндров (при построении принято, что шатун бесконечной длины и клапаны открываются и закрываются в мертвых точках). Разложение кривой 2 в ряд Фурье показывает, что наибольшую амплитуду здесь имеет четвертая гармоника, однако относительная ее величина невелика и составляет 0,18 средней скорости газа. Учитывая, что амплитуда колебания давления пропорциональна амплитуде возбуждающего импульса [I], резонанс по четвертой гармонике, являющейся здесь главной, с учетом имеющего место демпфирования, не приводит к значительным колебаниям давления в трубопроводе и почти не отражается на изменении производительности компрессора (кривая 4 на рис.3). Таким образом, этот вариант с практической стороны оказался неприемлемым для увеличения производительности компрессора 4М 10-100/8 акустическим наддувом.


При реализации второго варианта ставилась задача осуществить акустический наддув каждого цилиндра первой ступени отдельно, установив на эти цилиндры индивидуальные всасывающие трубопроводы резонансной длины (рис. 1в). Поскольку в этом случае на газ, заключенный в трубопроводе, воздействует только один цилиндр двойного действия, характер изменения скорости имеет вид, изображенный на рис. 2б.

Главной гармоникой здесь является вторая, и амплитуда ее составляет 0,66 средней скорости газа, т.е. почти в четыре раза больше, чем в рассмотренном выше случае. При резонансе по этой гармонике амплитуда колебаний давления, как показало индицирование индикатором МАИ-2, достигает значения 0,2 - 0,25 кгс/см2, причем моменты максимального давления совпадают по фазе с моментами прихода поршня в мертвые точки и закрытием всасывающих клапанов.

На рис.3 приведены результаты испытания компрессора 4М 10-100/8 при изменении длины всасывающего трубопровода. Для всех фиксированных длин всасывающего трубопровода определялись производительность, мощность, потребляемая двигателем из сети, удельная мощность. На графиках рис.3 эти величины приведены в относительных единицах, за 100% приняты значения, соответствующие номинальному режиму.


Как видно из графиков, при испытании по первому варианту производительность компрессора оказалась практически не зависящей от длины всасывающего трубопровода, оставаясь ниже номинальной на всем диапазоне изменения длин трубопровода (кривая 4). Удельная мощность здесь самая наибольшая. При подключении к цилиндрам индивидуальных всасывающих трубопроводов производительность компрессора по мере удлинения трубопровода увеличивается и достигает максимального значения при длине трубопровода, равного 2,7 м. Эта длина является для такой схемы резонансной. Увеличение производительности составило 8,3% по сравнению с номинальным режимом и 6,8% по сравнению с отключенным трубопроводом. Нагрузка на привод возросла на 4,8%, что отразилось на снижении удельной мощности на 3,5% в сравнении с удельной мощностью в номинальном режиме. Следует указать, что минимальное значение удельной мощности имеет место в зарезонансной области, при Lвс=(1,1..1,2)Lвс, что, несмотря на увеличение длины трубопровода, объясняется положительным влиянием ряда факторов, имеющих место при переходе системы через резонанс и нашедших объяснение в работе [2].

Использованная методика испытания позволила достаточно точно определить значение действительной резонансной длины всасывающего трубопровода компрессора 4М10-100/8. Сравнение этой длины с длинами, определенными по теоретическим формулам, рекомендуемым для системы трубопровод - цилиндр [З], показывает существенное отличие действительного значения (в 1,5 - 2 раза) от теоретического, причем действительная длина всегда меньше теоретической.

Столь значительное расхождение объясняется тем, что теоретические формулы не учитывают влияния на собственную частоту системы переменного объема цилиндра, соизмеримого с объемом трубопровода, настроенного на резонанс, а также объемов, примыкающих к цилиндру со стороны всасывающего трубопровода. Последние, как показало измерение, в 1,5 раза и более превышает объем самого цилиндра.

Следует отметить, что определенная опытным путем резонансная длина всасывающего трубопровода для компрессора 4М10-100/8 при его индивидуальной установке на каждый цилиндр первой ступени, будет иметь такое же значение и для оппозитного двухрядного компрессора 2М 10-50/8, поскольку скорость вращения и размеры цилиндра первой ступени у него одинаковы с компрессором 4М10-100/8.

В настоящее время компрессорные станции шахт оборудуются модернизированными оппозитными компрессорами 4ВМ 10-120/9 и 2ВМ 10-63/9, у которых по сравнению с компрессорами 4М10-100/8 и 2М 10-50/8 повышена частота вращения коленчатого вала с 500 об/мин до 600 об/мин. Данное обстоятельство требует аналогичного экспериментального исследования с целью установления оптимальных условий для осуществления акустического наддува этого класса машин.

Определим экономическую эффективность акустического наддува применительно к компрессорной станции, состоящей из четырех компрессоров 4М10-100/8. Если заменить буферную емкость двумя всасывающими трубопроводами резонансной длины, то мощность, потребляемая таким компрессором, возрастет с 617 кВт до 640 кВт, а производительность увеличится со 101,6 мЗ/мин до 110 мЗ/мин. Учитывая, что постоянные затраты при этом не изменятся, подобное мероприятие приведет к снижению себестоимости выработки сжатого воздуха.

В действительности экономический эффект будет еще значительней, так как при этом снижаются удельные затраты мощности, что дает экономию в потреблении электроэнергии для выработки 199080 тысяч м3 воздуха в год 855360 кВт-ч.

Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Сумы 2004

Экспертиза

на главную