CC BY
122
Key words: rheostat test, power test, DEPAS system, excitation control
УДК 621.51/52(075.8)
РУТКОВСКИЙ Ю.А., к.т.н. (ДонГТУ, г. Алчевск, ЛНР) НАЙЧУК ВВ., (ПАО "Сумское НПО", г. Сумы, Украина) РУТКОВСКИЙ А.Ю к.т.н., (ДонГТУ, г. Алчевск, ЛНР)
Резонансные характеристики поршневых компрессоров с самодействующими клапанами нового поколения и их роль в повышении эффективности пневматического оборудования промышленного производства
RUTKOVSKY Yu.A., Ph.D. (DonSTU, Alchevsk, LNR) NAYCHUK VV (PJSC Sumy NGO, Sumy, Ukraine) RUTKOVSKY A.Yu. Cand.Tech.Sci (DonSTU, Alchevsk, LNR)
Resonant characteristics of reciprocating compressors with self-acting valves of a new generation and their role in improving the efficiency of industrial pneumatic equipment
Введение
В настоящее время во многих отраслях промышленности, особенно в горной, металлургической, химической, газовой, на ж/д транспорте широко применяются поршневые компрессоры на оппозитной базе (рис. 1), а также компрессоры типа L(рис. 2). Только в 90-х годах на предприятии ПАО «Сумское НПО» (ПАО) было выпущено более 60-ти компрессорных установок с оппозитными компрессорами марки 4ВМ2,5-18/9, используемых в основном в машиностроительном и металлургическом производствах.
Из-за длительной эксплуатации и несовершенства газораспределительной системы эти компрессоры ухудшили свои характеристики, особенно это отразилось производительности и удельного расхода
Так, по результатам испытаний компрессора
на снижении увеличении электроэнергии. промышленных
4ВМ
2,5-18/9,
его
реальная
производительность оказалась на 25% ниже расчетной [1].
Учитывая повышенный спрос на выше указанные компрессоры, возникла острая необходимость в их модернизации, направленной на повышение их производительности и снижении затрат энергии на производство конечного продукта.
Постановка задачи
Задачей данной работы является поиск путей увеличения
производительности и снижения удельных затрат на получение сжатого газа в действующих компрессорах.
Основной материал
Для достижения поставленной цели -увеличение производительности и снижение удельных затрат на получение сжатого газа в действующем компрессоре, могут быть использованы два фактора,
существенно влияющие на подачу компрессора и его экономичную работу. Первым является использование колебаний давления газа во всасывающем трубопроводе, возникающие в результате периодических процессов всасывания.
Рис. 1 Компрессорная установка 4ВМ2,5-18/9 (оппозитный компрессор) на испытательном стенде для исследования резонансных явлений во входном тракте компрессора (НПО «Сумское»)
Распространяясь в полость цилиндра, эти колебания увеличивают приток массы газа в цилиндр при том условии, чтобы всасывающие клапаны закрывались в момент максимального давления в акустической волне, совпадающего с приходом поршня в мертвую точку.
Производительность компрессора возрастает, и это увеличение, по данным испытания компрессоров в промышленных условиях, может составить 15-20% по сравнению с отключенным всасывающим трубопроводом [3].
Увеличение производительности компрессора за счет использования резонансных колебаний давления во всасывающей системе носит в технической литературе название резонансного или акустического наддува. Способ может быть применен и для двигателей внутреннего сгорания. При этом повышение мощности двигателя внутреннего сгорания
акустическим наддувом может составить 41% [8].
Рассматриваемый способ повышения производительности компрессора
достигается без капитальных затрат, путем модернизации всасывающей
трубопровод
системы.
Условия резонанса будут выполнены, если частота газового столба в трубопроводе Юо будет совпадать с частотой вынуждающих колебаний по второй гармонике Ю, связанных с частотой коленчатого вала, т.е. резонанс возможен, когда
ю0 = Ю
(1)
Рис. 2 Поршневой компрессор типа Ь
Амплитуда этих колебаний может быть достаточно велика, особенно при резонансных условиях. По данным исследований компрессора ВП-50/8М в промышленных условиях размах колебаний в трубопроводе при резонансе по второй гармонике составил 2Дркол = 0,048 МПа [2].
Резонансная длина всасывающего трубопровода для компрессора с цилиндром двойного действия в I ступени определяется формулой [5]:
Т = 7 5 •
рез ■>
С
п
(
— 2,24 •
В
V
У ^тр )
• К,
м
где п - частота вращения коленчатого вала, об/мин;
Сзв - скорость звука в воздухе, м/с;
Б - диаметр поршня, м;
ётр - диаметр всасывающего
трубопровода, м;
Я - радиус кривошипа, м.
На рис. 3 приведена наиболее часто встречающаяся в практике схема всасывающей системы компрессора, состоящая из трубопровода, всасывающих клапанов и фильтра.
Настройка всасывающей системы для получения резонанса колебаний давления газа во всасывающем трубопроводе заключается в постепенном изменении длины трубы (удлинении или укорочении) до получения оптимальной резонансной длины, при которой компрессор развивает максимальную производительность.
Рис. 3 Всасывающая система поршневого компрессора, настроенная на применении акустического (резонансного) наддува
Всасывающие клапаны,
расположенные в цилиндре, являются местными гидравлическими
сопротивлениями, и величина потерь энергии в них (дроссельные потери) определяется коэффициентами местного сопротивления, которые зависят от конструкции всасывающего клапана.
Существуют различные конструкции клапанов. Для воздушных компрессоров наиболее распространены следующие типы: кольцевые (рис. 4.а); прямоточные (рис. 4.б); дисковые (рис. 4.в). Кроме этих клапанов существуют клапаны
тарельчатые, полосовые и др.
Наименьшим сопротивлением
обладают прямоточные клапаны (рис. 4.б), отличительная особенность которых состоит в расположении пластин и каналов клапана в плоскостях, параллельных направлению набегающего потока. В результате уменьшается сопротивление движению газа в клапане. Уменьшение сопротивления происходит еще и от уменьшения скорости вследствие увеличения проходного сечения каналов внутри клапана. Многолетний опыт эксплуатации прямоточных клапанов на оппозитных и других компрессорах показал, что они ненадежны в работе, пластины часто ломаются, увеличивая утечки сжатого газа внутри компрессора, что отражается на снижении производительности. Нередки случаи, когда из-за поломки пластин производительность компрессора
уменьшается на 25%, а сами клапаны перегреваются [1, 10]. Обладая конструктивной сложностью, они требуют для своего ремонта
высококвалифицированных специалистов. Уменьшение давления в цилиндре за счет дросселирования газа во всасывающих клапанах приводит к уменьшению плотности газа в цилиндре, а следовательно, к уменьшению массы газа и снижению массовой производительности компрессора.
Сопоставим влияние обозначенных факторов на производительность компрессора. Согласно экспериментальным данным [7, 8], относительная потеря давления за счет дросселирования газа при всасывании в прямоточных клапанах
составляет ра = 0,04, дисковых ра = 0,06, кольцевых ва = 0,08, тарельчатых ва = 0,1.
а) кольцевые клапаны; б) прямоточные клапаны; в) дисковые клапаны Рис. 4 Самодействующие клапаны поршневых компрессоров
Интегральным показателем влияния дросселирования и колебаний давления во всасывающей системе на наполнение
где £
тр
степень сжатия газа во
всасывающем трубопроводе в процессе
цилиндра газом является коэффициент резонансных ко^™ давления ш кторш давления Хр, который можно определить по гармонике (ш = 2). формуле [4]:
Степень формуле [2]:
£
тр
определяется по
Лр = (1, 4...1,3) ^тр61 -£тр •Ра-(0,4...0,3) , (3)
* = Р
тр Р
Рвс + А А —-= 1 +
Р
-, (4)
Р
когда *тр = 1
где Р1 - абсолютное максимальное давление газа в трубопроводе при волновом
о
процессе, Н/м ;
А - амплитуда колебания давления, определяемая по циклограмме давления газа в трубопроводе, Н/м2;
Рвс - абсолютное внешнее давление всасывания, равное для первой ступени атмосферному давлению, Н/м .
Числовые значения коэффициентов в формуле (4) получены экспериментальным путем и соответствуют: 1,4 и 0,4 относительному вредному пространству а1 = 0,05; цифры 1,3 и 0,3 соответствуют а1 = 0,01 [9].
При отсутствии колебаний давления газа во всасывающем трубопроводе, т.е.
АР, К Ша
коэффициент определяется формулой [8]:
Л, = 1-Ръ.
давления
(5)
Из сопоставления формул (3) и (5) видно, что коэффициент давления Лр,
отражающий влияние дросселирования на производительность, всегда меньше единицы и действительная
производительность пропорционально уменьшается по мере возрастания сопротивления всасывающих клапанов. Отсюда следует вывод, что при отключенном всасывающем трубопроводе производительность компрессора с прямоточными всасывающими клапанами будет на 2% больше, чем с дисковыми и больше на 4 % и 6% , чем с кольцевыми и тарельчатыми клапанами (рис. 5).
Р =Р
ее атм
0,02 0,01 0
-0,01 -0,02 -0,03
Ак ^рез -1 Г
-2
0' ^ 45' 90' к У135° 180 -3 225' 315' ] / Г360'
1 оборот вала
1 - прямоточные клапаны (компрессор ВП-50/8М); 2 - кольцевые клапаны (компрессор ВП-20/8М); 3 - тарельчатые клапаны (компрессор ЗИФ ШВКС-5)
Рис. 5 Циклограммы пульсаций давления во всасывающем патрубке 1-й ступени компрессоров при резонансной длине всасывающего трубопровода Ьвс = Ьрез.
В то же время, из формулы (6) видно, что использование резонансных колебаний давления газа во всасывающей системе по второй гармонике ведет к увеличению коэффициента давления Лр , и при
амплитуде колебания А = 25000 Н/м , или
степени сжатия £ = 1,25, прирост
производительности может составить, как показали промышленные испытания компрессора ВП-50/8М - 15,6% [9].
На рис. 6 показаны теоретические расчетные зависимости изменения коэффициента давления, а следовательно, производительности компрессора (в процентах) от влияния сопротивления всасывающих клапанов - параметр (За, и
резонансного наддува - параметр £тр .
Как следует из анализа кривых рис. 6, наибольший прирост производительности компрессора имеет место при прямоточных клапанах (кривая 1). При амплитуде колебания А = 0,02 МПа, и следовательно,
при £тр = 1,2, прирост производительности
К составит 17%.
Коэффициент К определяется по формуле:
К =
0() _ Ао ^р 'Ат
~ ' ' '
До ' Ар • Ат
где Qд - действительная производительность, м3/мин;
Qт - теоретическая
производительность при отключенном трубопроводе, м3/мин;
Ао - объемный коэффициент 1-й ступени;
Ар - коэффициент давления;
Ат - температурный коэффициент;
I I '
Ао, Ар, Ат - те же коэффициенты,
что и Ао, Ар, Ат при отключенном трубопроводе.
____I (
При Ао = Ао , Ат = Кг :
АР
к = ~р.
А„
(7)
1 - прямоточные клапаны; 2 - дисковые клапаны; 3 - кольцевые клапаны; 4 - тарельчатые клапаны Рис. 6 Расчетные зависимости изменения относительной производительности К % поршневого компрессора с цилиндром двустороннего действия в первой ступени от сопротивления всасывающих клапанов ва и степени сжатия газа етр во всасывающем патрубке при резонансе колебаний давления газа по второй гармонике (т = 2)
Используя формулы (3) и (5), подставляя их в формулу (7), получим:
и
К -
(1,4...1,3)- Т57— ^
■Ра —(0,4...0,3)
1 — Ра
- 100,%
, (8)
прямоточных клапанов (Ра = 0,04) это
событие наступает при
ьтр
1,04, для
Из рассмотрения кривых 1, 2, 3, 4 (рис. 6) видно, что чем больше сопротивление клапанов, тем позже наступает момент, когда коэффициент давления Хр становится больше единицы, а производительность компрессора - более 100% по сравнению с
производительностью при отключенном всасывающем трубопроводе. Так, для
дисковых клапанов ((За = 0,06), £тр = 1,07, для кольцевых клапанов ((За = 0,08), етр = 1,12, для тарельчатых ( Ра = 0,1), етр = 1,15. На рис. 7 представлены опытные
(
зависимости
'тр
= I
\
V ЬРез )
для трех
испытанных компрессоров разных типов: первые два испытывались на Краснодарском компрессорном заводе, ЗИФШВКС-5 - в лаборатории кафедры прикладной гидромеханики ДонГТУ.
<ц
га О 1 1 !! 1,2
И 5 а
а 1.0
5; <3 и и
с 8
Е/гр
/ 1 // \
у / N
Ак-./^мэ
0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8
Относительная длина ссасывающего трубопровода, I*
<8> - компрессор ВП-50/8М, прямоточные клапаны; п = 375 об/мин;
Д - компрессор ВП-20/8М, кольцевые клапаны; п = 500 об/мин; О - компрессор ЗИФ ШВКС-5, тарельчатые клапаны; п = 980 об/мин;
Рис. 7 Зависимости степени повышения давления во всасывающем патрубке I
т Ь,
ступени компрессора £тр относительной длины Ь =
Ь
рез
Таким образом, современные самодействующие прямоточные клапаны по расчетным данным имеют наилучшие показатели по потерям энергии при всасывании, и по прибавке
производительности за счет резонансной интенсификации рабочего процесса. Теоретически это означает, что замена кольцевых клапанов прямоточными при
использовании акустического наддува при степени етр = 1,2, приводит к увеличению производительности компрессора на 21% по сравнению с отключенным всасывающим трубопроводом.
В таблице 1 представлены действительные показатели работы компрессора ВП-50/8М, полученные при испытании на Краснодарском
компрессорном заводе [9]. Как видно из таблицы 1 и рисунка 8, производительность компрессора при использовании резонансного наддува при длине всасывающего трубопровода Lec = Ьрез = 4,1м возросла по сравнению с отключенным трубопроводом и
кольцевыми клапанами с 51м3/мин до
60м /мин, т.е. на 17,6%, мощность на валу компрессора возросла на 38 кВт, т.е. на 13,7%, удельная мощность снизилась на 2,4%. При испытании этого компрессора с кольцевыми клапанами удельная мощность в резонансном режиме работы осталась по величине равной удельной мощности при отключенном трубопроводе.
Таблица 1
Результаты испытания компрессора типа L ВП-50/8М_
№ Измеренные и расчетные величины Ед. изм. При отключенном всасывающем трубопроводе Lec= 0 При всасывающем трубопроводе Lec ^Рез=4,1м При всасывающем трубопроводе L вс = =1,15 'Lpe3= =4,7м
1 2 3 4 5 6
1 Атмосферное давление (по барометру), В мм. рт. ст. 747 747 747
2 Температура воздуха, всасываемого ц.н.д. (1 ступени) °С °К 17 (290) 17 (290) 17 (290)
3 Температура воздуха в нагнетательном патрубке ц.н.д. °С °К 136 (403) 153 (426) 147 (420)
4 Температура воздуха во всасывающем патрубке ц.в.д. °С °К 45 (318) 54 (327) 53 (326)
5 Температура воздуха в нагнетательном патрубке ц.в.д. °С °К 140 (413) 143 (416) 143 (416)
6 Давление воздуха в промежуточном холодильнике кгс/см2 2,28 2,67 2, 65
7 Давление воздуха в воздухосборнике (по манометру), Р2 кгс/см2 8 8 8
8 Атмосферное давление, Ра Н/м2 99662 99662 99662
9 Абсолютное давление в промежуточном холодильнике, Рх Н/м2 310370 361589 359627
10 Абсолютное давление в воздухосборнике, Р2 МН/м2 0,884 0,884 0,884
Продолжение таблицы 1
1 2 3 4 5 6
11 Степень повышения давления в трубопроводе, £тр - 1,0 1,25 1,22
12 Относительное повышение давления: - в первой ступени - во второй ступени - в компрессоре.......... £1 2 £ 3,11 2,85 8,84 3,61 2,45 8,84 3,59 2,47 8,84
13 Амплитуда колебания давления во всасывающем трубопроводе, А Н/м2 - 24525 21582
14 Фактическая поизводительность, Уф м3/мин 51,8 60 58,5
15 Относительная призводительность, Уф/ Уф.о. % 100 116 114
16 Мощность на валу, N кВт 275 315 300
17 Относительная мощность, N =*. N0 % 100 113,7 108,3
18 Удельная мощность на валу, Nд кВт 5,38 5,25 5,13
м3 / мин
19 Относительная удельная мощность, N = ^ Nуд.0 % 100 97,6 95,3
Примечание: значения ¥ф,о, Ы0, Щд.о. соответствуют значениям при Ьвс = 0.
При этом температура сжатого воздуха, выходящего из первой ступени, повышается на 20°С.
Возросшее давление воздуха в промежуточном холодильнике на 17,5% изменит нагрузки на многие детали компрессора: в 1-й ступени они возрастут, во 2-й ступени уменьшатся. Отсюда следует вывод, что при использовании резонансного наддува необходимо иметь запас прочности основных деталей компрессоров, в том числе и клапанов, а также достаточный резерв мощности двигателя.
Возрастание температуры воздуха в первой ступени в резонансном режиме компрессора связано с адиабатическим процессом сжатия газа в волне колебательного процесса во всасывающем трубопроводе. Температуру воздуха в цилиндре в момент закрытия всасывающих клапанов можно определить по формуле:
к-1
Т = Т ■£ к
вс а тр ■
(9)
где Та -
воздуха, °К;
температура атмосферного
К - коэффициент адиабатического холодильник воздуха из 1-й ступени можно
процесса, равный 1,4 (теплообменом между определить по формуле: цилиндром и всасываемым воздухом
пренебрегаем). П—1 к—1 п—1
Учитывая выражение (9), температуру
Т
= Т -£тп = Т
нагнетаемого
промежуточный
а тр
прямоточные клапаны кольцевые клапаны
(10)
Рис. 8 Зависимости производительности Q, мощности N и удельной мощности Ыуд компрессора ВП-50/8М от длины Ьвс всасывающего трубопровода (сплошные кривые -прямоточные клапаны, штриховые - кольцевые клапаны)
где п - показатель политропы сжатия в первой ступени;
степень сжатия газа в первой
ступени, определяемая по формуле:
р
5т =
Р + А
атм
(11)
где Р2
абсолютное давление в
промежуточном холодильнике, Н/м2.
Расчет температуры по формуле (10) дает результат, близкий к значению, полученному экспериментальным путем (таблица 1).
Сравнение эксплуатационных
качеств прямоточных, дисковых и кольцевых самодействующих клапанов
Самодействующие клапаны являются одним из наиболее ответственных узлов поршневых компрессоров, в значительной степени определяющих их экономичность и надежность. Чаще всего основной
в
причиной увеличения удельных затрат компрессора является неэффективная работа самодействующих клапанов (быстрый износ пластин, утечки через неплотности клапана, недолговечность).
Такими недостатками, как показывает опыт их эксплуатации [1, 10], обладают прямоточные клапаны. Установлено, что если клапан работает в среде чистого смазывающего масла, а размеры частиц примесей в газе менее 0,1мм, то ревизию прямоточного клапана необходимо проводить каждые 2000 ч. За время работы клапана 2000 ч. потеря производительности компрессора может составить 25%, что является нормальным показателем работы прямоточного клапана типа ПИК-А.
При работе клапана в среде загрязненного смазывающего масла или если размеры частиц примесей в газе более 0,1 мм, то производительность компрессора может снижаться до 25% уже после работы компрессора в течение 450-800 ч.
Из сказанного следует вывод, что прямоточные клапаны, являясь клапанами нового поколения, обладая рядом положительных качеств, требуют конструкторской доработки, направленной на усиление прочностных свойств и повышение их герметичности и надежности.
В настоящее время наиболее надежными в работе и экономически выгодными в эксплуатации являются дисковые клапаны новой конструкции, разработанные ПАО (НПО Сумское) [1, 11] (рис. 4).
В этих клапанах реализована перспективная идея одинаковости площадей проходных сечений в щели, седле и ограничителе, так как любое изменение площади проходного сечения в каналах, как правило, ведет к возникновению перепада давления, а значит - увеличению сопротивления,
потере мощности и производительности. Еще одним преимуществом дисковых клапанов является одинаковая форма каналов седла и ограничителя. Таким образом, исключаются дополнительные сопротивления на пути газа, которые возникают при его проходе между каналами.
Дисковый клапан новой конструкции разработан для компрессорной установки 4ВМ2,5-18/9 с целью повышения производительности компрессора данного типа, а также дальнейшего их внедрения в компрессоры других баз. Полученные в ходе сравнительных экспериментов данные (таблица 2) позволили расчетным путем определить показатели первой ступени компрессора со стороны крышки и со стороны вала при кольцевых и дисковых клапанах.
При замене кольцевых клапанов на дисковые новой конструкции только в первой ступени компрессора установлено, что мощность компрессора уменьшится на 2,4%, а производительность увеличится на 9%, что значительно уменьшит удельные затраты на сжатие газа в компрессоре. Конструкция нового клапана, как утверждают авторы статьи [1], позволяет переводить оппозитные поршневые компрессоры на работу в режиме резонансного наддува. По результатам экспериментальных исследований делается вывод о том, что при использовании дисковых клапанов акустический наддув является абсолютно безопасным методом интенсификации оппозитных
компрессоров, и что на предприятии ПАО «НПО Сумское» планируется на стадии проектирования внедрение резонансного наддува в ПК, работающих под давлением, в том числе и для установок, сжимающих диоксид углерода.
Таблица 2
Сравнение показателей работы оппозитного компрессора 4ВМ-2,5-19/8 с кольцевыми и _дисковыми клапанами нового поколения [ 1 ]_
№ Показатели Обозначение Кольцевые клапаны Дисковые клапаны
1 2 3 4 5
Полость со стороны крышки
1 Относительный мертвый объем полости, % акр 25 25
2 Потери мощности во всасывающих клапанах, ВТ АЫвсас 1189,0 870,8
3 Потери мощности в нагнетательных клапанах, ВТ ЛЫпагн 1194,12 881,0
4 Суммарные потери мощности в клапанах, Вт ЛЫкл 2683,1 1751,8
5 Производительность полости, кг/сек ткр 0,1337 0,1378
Полость со стороны вала
6 Относительный мертвый объем полости, % А Авала 27 27
7 Потери мощности во всасывающих клапанах, ВТ АЫвсас 1307,2 868,0
8 Потери мощности в нагнетательных клапанах, ВТ ЛЫнагн 935,2 699,4
9 Суммарные потери мощности в клапанах, Вт АИШ 2242,4 1567,4
10 Производительность полости, кг/сек твала 0,1164 0,135
Экономический эффект от внедрения дисковых клапанов нового поколения и резонансной
интенсификации на оппозитных и типа L поршневых компрессорах
Определим вначале экономический эффект от замены прямоточных клапанов дисковыми клапанами нового поколения на примере одного компрессора 6ВМ16-140/200. Мощность, потребляемая компрессором равна, 1850 кВт. По данным [1] применение дисковых клапанов нового поколения вместо прямоточных и кольцевых позволяет экономить как минимум 8% удельных затрат компрессора.
Поэтому экономия электроэнергии в кВт составит:
1850 0,08 = 148 кВт.
За период эксплуатации компрессора на протяжении 8000ч (11 мес.) экономия электроэнергии составит:
148 кВт • 8000ч = 11,84 • 105 кВтч.
Согласно ценовой категории, стоимость электроэнергии в часы «пик» 5,7 руб. за 1 кВтч.
За 11 мес. экономия составит:
11,84 • 105 • 5,7 = 6748800 руб.
Экономический эффект от внедрения резонансной интенсификации подсчитаем на примере компрессорной станции Краснодарского компрессорного завода, оборудованной 4-мя поршневыми компрессорами типа Ь ВП-50/8М.
Если имеющийся всасывающий трубопровод длиной 7,5м заменить трубопроводом длиной 4,1м, при котором будет осуществляться резонансная интенсификация, то производительность одного компрессора, оборудованного прямоточными клапанами возрастает с 52
3 3
м /мин. до 60 м /мин., т.е. на 15,4%.
За 8000 часов работы (11 мес.) объем воздуха, подаваемого компрессорной станцией из 4-х компрессоров составит:
02 = 60 • 60 • 8000 • 4 = 115200000 м3.
Количество воздуха, подаваемого компрессорной станцией до реконструкции всасывающей системы, составит:
02 = 52 • 60 • 8000 • 4 = 99840000 м
3
т.е. подача воздуха станцией увеличится на:
а при всасывающей реконструкции:
системе
до
Увеличение расхода электроэнергии за счет внедрения резонансного наддува составит:
9920000 - 8864000 = 1056000 кВтч.
Уменьшение удельных затрат по статье «Электроэнергия» составит:
8864000 9920000
99840000 115200000
= 0,0888 - 0,0861 = 0,0027
кВтч
компрессорной
За период работы 8000ч и при стоимости 1 кВтч.= 5,7 руб. экономический эффект составит:
0,0027-1,152-1085,7 = 1772928 руб.
Экономический эффект от внедрения дисковых клапанов нового поколения, по данным работы [1], может составить 0,00768 руб/м3, а при объеме воздуха, подаваемого компрессорной станцией, оборудованной четырьмя поршневыми компрессорами типа Ь ВП-50/8М, равном м3 - экономический эффект
8
1,152-10 составит:
115200000 - 99840000 = 15360000 м3.
Мощность двигателя со всасывающим трубопроводом длиною 7,5 м составляет 277 кВт, а при резонансной интенсификации 310 кВт.
Следовательно, расход электрической энергии компрессорной станции из 4 машин за 8000 ч. работы компрессоров в режиме резонансной интенсификации составит:
310 • 8000 • 4 = 9920000 кВтч,
277 • 8000 • 4 = 8864000 кВтч.
0,00768-1,152-108= 884736 руб.
Общий экономический эффект от внедрения резонансной интенсификации и дисковых клапанов нового поколения составит на одну компрессорную станцию, состоящую из 4-х поршневых компрессоров тип Ь ВП-50/8М:
Э = 1772928 + 884736 = 2657664 руб.
Причем, внедрение резонансной интенсификации на действующих компрессорах не требует капитальных затрат - она достигается путем установки всасывающего трубопровода с
резонансными параметрами: оптимальной длиной Ьрез и диаметром.
Выводы
Модернизация компрессорных
установок путем перевода их на резонансную интенсификацию рабочих процессов, и дисковые клапаны новой конструкции, разработанных в «НПО Сумское», позволит существенно повысить производительность компрессоров и снизить удельные затраты на производство сжатого газа. При этом значительно повышается надежность и долговечность наиболее ответственных узлов и механизмов ПК.
Экономический эффект от реализации рассмотренных в статье способов интенсификации только на одну компрессорную станцию с 4-мя работающими компрессорами средней производительности может составить более 2,6 млн. рублей за 8000 часов (11 мес.) работы.
В настоящее время дисковые клапаны новой конструкции по своим эксплуатационным качествам являются наиболее экономичными, так как они наиболее герметичны, надежны и ремонтопригодны по сравнению с другими конструкциями.
Прямоточные клапаны, обладая наименьшим сопротивлением по сравнению с другими, являются весьма перспективными запорными элементами, но требуют конструкторской и
технологической доработки для повышения их герметичности, надежности и ремонтопригодности.
Возможность внедрения резонансного наддува еще на стадии проектирования поршневых компрессоров заслуживает пристального внимания со стороны создателей компрессорных машин.
Насущной и масштабной задачей является разработка проектных решений по модернизации существующих
компрессорных станций, связанных с переводом действующих компрессоров на резонансный режим работы, как наиболее эффективный и экономичный способ интенсификации их работы.
В ДонГТУ ведутся исследования по использованию акустического наддува для увеличения эффективности действующих машин. Получены расчетные зависимости для определения оптимальных резонансных параметров всасывающих систем, обеспечивающих с достаточной для практики точностью условия наступления резонансных явлений для всех конструкций поршневых компрессорных машин с цилиндрами двустороннего действия в первой ступени [11].
Задачей дальнейших исследований является получение резонансных характеристик поршневых компрессоров всех различных модификаций с целью выбора оптимальных режимов работы машины. Снятые экспериментально, эти характеристики должны быть помещены в технической документации компрессора, а в ГОСТе на испытания новых машин должно быть обязательно требование о снятии таких характеристик при испытании их на стендах завода-изготовителя.
В настоящее время в ДонГТУ проводится научная работа по получению резонансных характеристик компрессоров аналитическим путем с учетом сопротивления всасывающих и
нагнетательных клапанов нового поколения.
Список литературы:
1. Смирнов А.В. Повышение эффективности оппозитных поршневых компрессоров переводом на совершенные дисковые клапаны нового поколения /А.В. Смирнов, Ф.Н. Фесенко, ВВ. Найчук, В.Ф. Оболоник, А.С. Бурый, Ю.А. Рутковский // Технические газы. - 2016. - т.16, № 3. - С. 24-30.
2. Рутковский Ю.А. Использование резонансного наддува для повышения эффективности поршневых компрессоров // Компрессорное и энергетическое машиностроение. - 2008.- №2 (12). - С. 87 -92.
3. Рутковский Ю.А. Газодинамические резонансные явления во
всасывающей системе и их использование для повышения эффективности воздушных поршневых компрессоров.
1.Относительные показатели резонансной интенсификации / Ю.А. Рутковский, Г.К. Лавренченко// Технические газы. - 2011. -№5. - С. 37-43.
4. Рутковский Ю.А. Газодинамические резонансные явления во всасывающей системе и их использование для повышения эффективности воздушных поршневых компрессоров. 2. Исследование возрастания давления газа в цилиндре при всасывании в режиме резонансной интенсификации / Ю.А. Рутковский, Г.К. Лавренченко // Технические газы - 2011. -№6. - С. 15-22.
5. Рутковский Ю.А. Газодинамические резонансные явления во всасывающей системе и их использование для повышения эффективности воздушных поршневых компрессоров. 3. Резонансные характеристики компрессоров / Ю.А. Рутковский, Г.К. Лавренченко// Технические газы. - 2012. - №1. - С. 41 -50.
6. Рутковский Ю.А. Исследование тепловых процессов в поршневых компрессорах при резонансной интенсификации их работы / Ю.А. Рутковский // Сборник научных трудов Донбасского государственного технического университета. Алчевск: ДонГТУ,2010. - Вып. 30. - С. 159 -169.
7. Ю.А.Рутковский. Резонансные параметры всасывающих систем поршневых компрессоров / Ю.А. Рутковский, А.М. Зинченко, В.В. Найчук // Сборник научных трудов Донбасского государственного технического университета. Алчевск: ДонГТУ,2016. -Вып. 42. - С. 42 - 51.
8. Френкель М.И. Поршневые компрессоры - М.: Машиностроение, 1969. - 742 с.
9. Пластинин П.И. Поршневые компрессоры, том 1 (Теория и расчет). -М.: Колос, 2000. - 456 с.
10. Гогин Ю.Н. Оптимальные режимы работы поршневых компрессоров. (Ю.Н.
Гогин, Ю.А.Рутковский, М.Г. Усачев) // Вестник машиностроения. - 1967. - №11. -С. 47 - 50.
11. Ю.А.Рутковский Производительность поршневых компрессоров при использовании резонансного наддува // Компрессорное и энергетическое машиностроение.- 2009. -№4 (18). - С. 44-49.
12. Смирнов А.В. Основные направления совершенствования углекислотных поршневых компрессоров промышленного назначения/ А.В. Смирнов, ВН. Фесенко, В.Ф. Оболоник, В.В. Найчук, Ю.А. Рутковский // Технические газы.-2013. - №2. - С. 35-42.
Анотации:
В статье дан анализ влияния резонансных колебаний давления газа во всасывающей системе и сопротивления самодействующих клапанов нового поколения на эффективность поршневых компрессоров. Приведены экспериментальные данные оппозитного компрессора и компрессора типа L, полученные при испытании машин на стендах заводов-изготовителей, а также резонансные характеристики испытанных компрессорных машин. Приводится аналитическая формула для определения резонансных параметров всасывающей системы, обеспечивающих максимальный прирост производительности за счет резонансного наддува. Определен экономический эффект от внедрения резонансного наддува и клапанов нового поколения на компрессорных станциях общего назначения. Указаны направления дальнейших исследований
Ключевые слова: компрессор, акустический наддув, клапаны, резонансные характеристики, экономический эффект..
In the article the analysis of influence of resonance oscillations of gas pressure in the suction system resistance self-acting valves of the new generation on efficiency of reciprocating compressors. Experimental data reciprocating compressor and compressor type L obtained in the test cars manufacturers, as well as the resonance characteristics of the tested compressor machines. Analytical formula for determining the resonant parameters of the suction system for maximum performance gain due to resonance boost. The economic effect from implementation of the resonant boost and valve of new generation at compressor stations of General purpose. Indicated directions for further research.
Key words: compressor, acoustic pressurization, effect. the valves, the resonance characteristics, an economic
