Оптимальный число ступеней компрессора

Определение необходимого числа ступеней сжатия в компрессоре. Общее отношение давлений в компрессоре По = Рк/Рн = 1,2/0,1 = = 12. На основании статистических данных по уже выполненным компрессорам (см. рис. 3.5) определяем, что оптимальное число ступеней сжатия равно двум. К такому же результату можно прийти, задаваясь отношением давлений в одной ступени, которое обычно лежит в пределах от 3 до 5. Назначая Пет = 4, найдем число ступеней [c.347]

Оптимальное число ступеней компрессора [c.37]

ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОГО ЧИСЛА СТУПЕНЕЙ КОМПРЕССОРА [c.71]

Выбор оптимального числа ступеней компрессора. При выборе числа ступеней компрессоров средней и большой производительности исходят из того, что отношение давлений в каждой ступени не должно превышать е — 4. При таком отношении давлений температуры, возникающие в цилиндрах компрессора, не слишком высоки и обеспечивается надежная смазка цилиндров. Только в небольших компрессорах с благоприятными условиями охлаждения и в некоторых специальных компрессорах допускают более высокие отношения давлений в ступенях. [c.65]

При увеличении числа ступеней компрессора его теоретический цикл все более приближается к изотермическому, но дополнительная экономия работы, достигаемая введением новой ступени, снижается. Устройство каждой добавочной ступени сопряжено с усложнением конструкции и дополнительными затратами работы вследствие потерь давления в клапанах и в добавочной межступенчатой коммуникации. Выбор оптимального числа ступеней производят с учетом обоих обстоятельств. [c.71]

При выборе наиболее выгодного числа ступеней стремятся не только к экономии энергии, но руководствуются и другими соображениями, и принятое число ступеней может оказаться меньшим, чем по графику. Так для давления 2,4 Мн/м значение т] э. одинаково при трех и четырех ступенях. Однако не только для этого, но и для несколько более высокого давления трехступенчатое сжатие более экономично. При меньшем числе ступеней ухудшается к. п. д., но при этом упрощается конструкция и снижается стоимость компрессора. Вопрос об оптимальном числе ступеней можно решить, принимая во внимание не только стоимость энергии, но и затраты на изготовление компрессора, регулярность его работы и амортизационный срок службы. [c.73]

Если оборудование работает часть суток, амортизационные отчисления сокращаются, но не пропорционально рабочему времени, а меньше. Стоимость же энергии снижается пропорционально рабочему времени. Таким образом, при неполной загрузке компрессора доля расходов на энергию уменьшается и может оказаться, что у компрессора, предназначенного для работы на протяжении части суток, оптимальное число ступеней будет ниже, чем у запроектированного для круглосуточной работы. [c.74]

Различие между экономичным по затратам энергии и оптимальным числом ступеней особенно велико в случае, когда компрессор предназначен для кратковременной работы с большими интервалами. В этих условиях вопрос о расходе энергии не имеет того значения, как стоимость установки, поэтому компрессор может быть выполнен с меньшим числом ступеней, определяемым предельно допустимыми температурами в цилиндрах. [c.74]

Вопрос о выборе оптимального числа ступеней сжатия в компрессоре решается не только по значению т е. по затраченной энергии, но и с учетом затрат на изготовление компрессора, регулярности его работы и амортизационному сроку службы. [c.37]

При увеличении числа ступеней компрессора его теоретический цикл все более приближается к изотермическому, но дополнительная экономия, достигаемая в работе от введения каждой новой ступени, прогрессивно снижается. Введение же новой ступени сопряжено с дополнительными потерями работы, возникающими вследствие потерь давления в ее клапанах и добавочной межступенчатой коммуникации. Выбор оптимального числа ступеней основан на сопоставлении этих противоположных влияний. [c.62]

Если стоимость компрессора при оптимальном числе ступеней составляет К, а при сниженном К рублей, и амортизационные отчисления равны т процентам, то годовые отчисления на амортизацию сократятся на [c.65]

Для выбора оптимального числа компрессоров рассмотрим подробнее статическую характеристику системы. Вследствие самовыравнивания объекта со стороны Qp (наклон кривых Рр на рис. 27, б) изменение нагрузки в интервалах Снл—QnБ и Рнв— Рнг приводит к установившимся значениям о, на графике соответствующей точке пересечения нагрузки Рн и регулятора Рр (кривые АБ и ВГ). Между этими зонами, как было показано, один из компрессоров работает циклично, т. е. в режиме незатухающих колебаний. При выборе числа ступеней регулятора и дифференциала АХо следует стремиться, чтобы зоны незатухающих колебаний были минимальными. При достаточно широкой зоне допустимых значений о автоколебательный процесс можно вообще исключить. [c.59]

Диаграмму, представленную на фиг. 326, можно применить для оценки оптимальных условий, когда число оборотов не задано или когда исследуется влияние числа ступеней на к. п. д. и габариты компрессора. При этом нужно определить Кп Для первой и последней ступеней при разных числах оборотов и разном числе ступеней, и путем анализа интересующих нас величин найти оптимальное решение. [c.577]

При минимальной мощности N кет, соответствующей оптимальному по графику (фиг. III. 6) числу ступеней, числе суток работы в году М по В часов работы в сутки и при стоимости 1 квт-ч. Q копеек годовые затраты на энергию по компрессору составляют [c.63]

Другое направление в развитии метода разделительного сопла связано с созданием так называемой системы двойного отклонения потока [5.11, 5.28] (рис. 5.28). В этом устройстве тяжелая фракция обычной системы разделяется еще раз с помощью непосредственно связанного с ней второго сопла, в результате чего образуются три фракции. В простейшем случае промежуточная фракция возвращается на всасывание компрессора внутри ступени. Разделительный эффект в такой системе значительно выше, чем в обычной. Оптимальное значение коэффициента деления потока 0U, которое равно Д для обычной системы, возрастает до 7з в случае устройства с двумя соплами, поскольку часть тяжелой фракции первого сопла рециркулирует внутри разделительной ступени. Это приводит к уменьшению на 35% числа разделительных ступеней, необходимых для достижения заданных значений концентраций продукта в отборе и отвале. Несмотря на то что производительность по UFe для системы с двойным отклонением потока уменьшается вследствие рециркуляции промежуточной фракции, ее разделительная мощность несколько выше, чем в случае обычного устройства с одним соплом. Это приводит к более благоприятным значениям для удельных энергозатрат и удельного объемного расхода на всасывании. [c.254]

Охлажденные экспанзерные газы поступают в трехступенчатый компрессор 9 (/, II, III — ступени сжатия), где сжимаются до давления 6,0—6,5 МПа, после чего нагнетаются в конденсатор 10. В конденсаторе происходит фракционная конденсация двуокиси углерода из смесн газов, при этом доля сконденсированной двуокиси углерода будет тем больше, чем ниже температура ее конденсации. В связи с этим конденсатор 10 охлаждается не водой, а кипящим аммиаком в змеевике 11, который является испарителем аммиачной холодильной установки. Понижение температуры конденсации углекислого газа, однако, вызывает повышение энергетических затрат. Поэтому должна быть выбрана оптимальная температура конденсации, дающая наименьшие приведенные затраты на единицу продукции. Несконденсированные газы, в том числе и некоторое количество двуокиси углерода, сдуваются из конденсатора через автоматический вентиль постоянного давления ВПД (АДД) до себя . Жидкая двуокись углерода собирается в жидкостном ресивере высокого давления 12. Этот способ отличается от предыдущих тем, что очищение двуокиси углерода от примесей происходит при ее превращении в жидкое состояние и компрессор сжимает не чистый углекислый газ, а смесь газов. В этом способе также нет затрат на сырье для производства сухого льда, расход воды на 1 т льда составляет 30 м , масса оборудования газовой части завода составляет на тонну производительности около 2 т, но общая масса оборудования несколько возрастает за счет дополнительной аммиачной установки. [c.360]

Если теперь по напору ступени кад объему на входе в компрессор VI и числу оборотов п определить безразмерное число оборотов Кп , то по фиг. 197 и 198 можно найти оптимальные значения для коэффициента напора ф и коэффициента расхода ср. Кроме того, можно установить оптимальные значения для относительного диаметра втулки V и ожидаемого к. п. д. ступени Значение [c.263]

Если определить по объемам на входе и па выходе из компрессора безразмерные числа оборотов и К первой и последней ступеней, то по фиг. 326 можно найти соответствующие им оптимальные параметры. [c.577]

Однако сокращение мощности компрессоров из-за введения ступени промежуточного давления вызывает увеличение поверхности теплообмена холодильника 7 вследствие снижения разности температур и, кроме того, сопряжено с добавочными капитальными затратами на вспомогательную емкость 4, трубопроводы, задвижки, изоляцию и пр. Оптимальное число ступеней промежуточного испарения, а также величины промежуточных и конечных давлений каскада должны определяться технико-экономическим подсчетом. В США считается экономичным применение ие более одной промежуточной ступени испарения для этилена и не более двух для пропаиа. Схема пропанопого цикла с двумя промежуточными температурами теплоотвода и описапие тройного каскада с метановым циклом приведены в обзорной работе [40]. [c.166]

Для выбора оптимального числа компрессоров каждой ступени рассмотрим подробнее статическую характеристику системы. Вследствие самовыравнивания объекта со стороны Qp (наклон кривых Qp на рис. 27,6) изменение нагрузки в интервалах А Б, AiBi и приводит к установившимся значениям [c.56]

Если расчетная схема компрессора выбирается без особого ограничения числа ступеней, размеров и числа оборотов, то обычно отдается предпочтение машине с постоянной циркуляцией с входным направляющим аппаратом или без него, со степенью реактивности в среднем сечении от50до80"о. Теоретически наиболее благоприятна для достижения высокого к. п. д. схема с реактивностью 50% при этом возможно наименьшее число ступеней и, следовательно, приближение к оптимальной конструкции. Однако опыт, имеющийся до сих пор, еще не достаточен для того, чтобы определенно сказать, что при такой схеме можно действительно получить более высокий к. п. д., чем с 50%. [c.241]

Выбор с X е м ы к о м п р е с с о р а. Так как в данном случае рассматривается компрессор реа1Стивного двигателя, то требуется возможно меньший диаметр (лобовая площадь), малый вес, т. е. высоконагруженная решетка, следовательно пониженное число ступеней, и оптимальный к. п. д. (расход топлива). Скорость выхода воздуха из компрессора не должна превышать ]00 м/сек. Как было рассмотрено ранее, ко.мпрессор с реактивностью 50 % по всем сечениям лопаток более всего соответствует требованиям авиационных установок. [c.404]

До недавнего времени для создания высоких давлений нагнетания применялй преимущественно поршневые компрессорные машины. Это машины объемного типа, принцип их работы йснован на вытеснении сжимаемого газа поршнем. Установлено, что оптимальные условия работы обеспечиваются при скорости поршня не более 3—5 м/с. Возвратно-поступательное движение кривошипно-шатунного механизма является основной причиной, ограничивающей скорость движения поршня и, следовательно, производительность компрессора. Последняя может быть увеличена путем увеличения геометрических размеров цилиндров первой ступени сжатия. Однако при зтом возрастают вес цилиндра и инерционные силы шатунно-поршневой группы, что приводит к снижению числа о боротов коленчатого вала. Поэтому компрессорные машины поршневого типа большой производительности громоздки, металлоемки и тихоходны по сравнению с машинами центробежного типа. [c.36]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология