气体压缩机的选择--压缩机的基本原理

作者：Eduardo Larralde, Rafael Ocampo

欢迎访问e展厅 展厅 3 压缩机/分离/过滤机械展厅 压缩机, 空气压缩机, 过滤器, 滤清器, 滤油机, ... 气体压缩机被用于许多应用场合，例如制冷循环、燃气轮机、燃烧过程、内燃机中的涡轮增压机和增压器、民用燃气的管道输送、气力输送系统，以及喷射与航空服务（气动工具、工厂装备、设备驱动、清洁、雾化、干燥和填充/清空）。在工业领域，压缩机在化工、石化和精炼工艺中也起着相当重要的作用。 本系列文章旨在向负责挑选压缩机的工程师以及其他读者阐明与压缩机设计有关的基本定律、应用不同类型压缩机的原则，以及选择最佳压缩机配置和辅助装置的工作步骤。 压缩过程 从热力学观点来看，压缩过程可以通过几种不同的方式发生，即等温、等熵或者多方过程，如表1.1中所释。 等熵指数“K”是定压比热与定容比热之比。其值可方便地从气体性质表或者合适的软件中查找。与之相比，多方指数值“n”受到多个因素的影响，相当难以计算。 用p-V图来表现表1.1中所描述的压缩过程，如图1.1所示。 压缩机压头 除了流量，压缩机压头也是影响压缩机性能的重要参数。它代表着压缩机处理每单位重量流体所做的功。用米或者英尺（kg·m/kg 或 lb·ft/lb）为单位来表示，定义如下： H = 101,972∫vdp (1.1) 其中，H是压头，以米为单位（m），v是比容（m3/kg），p是绝对压力（MPa）。比容（v）能够从气体表中直接获得，或者通过密度（ρ）的倒数计算得到。 在代入相关参数并进行公式变换之后，得到以下等式： Hp= 101,972[n/(n-1)]p1v1[(p2/p1)(n-1/n) - 1] (1.2) Hp = 101,972[n/(n-1)]ZRT1·[(p2/p1)(n-1/n) - 1] (1.3) 其中，Hp是多方压头（m）；R是气体常数（kJ/kg·K） ；T1是吸入温度（K） ；Z是平均压缩系数。R = 8.3142/MW，其中MW是气体的分子量。 当压缩系数的值为1时，应该使用等式1.2。当平均压缩系数的偏差不大时，可将其用于等式1.3中，并且容许有可忽略的误差，也就是说，平均值Z在0.95到1.02之间变化，或者在压缩范围内保持一定的恒定。在其他情况下，应该使用下列公式： Hp = 101,972log(p2/p1)·[(p2v2-p1v1)/log(p2v2/p1v1)] (1.4) 等式1.4专门用于适度压力或者高压以及/或者低温下的烃类气体。 若要顺利地应用等式1.2和1.3，必须确定多方指数的值，这是一个极为重要的前提条件。为了达到这个目的，应用以下等式来确定压缩机的液压或者多方效率 ： η = 1000∫vdp/Δh (1.5) 其中，η是液压或者多方效率 ；Δh是焓差（kJ/kg）。 焓在压缩期间的变化为： Δh = 1000[k/(k-1)]p1v1·[(p2/p1)(n-1/n) - 1] (1.6) 从而得到： η = [(k-1)/k]/[(n-1)/n] (1.7) 通过等式1.7以及已知或假设的多方效率，即可计算出多方指数。对于给定的压缩机，其多方效率通常是抽吸状态下压缩机输气量的函数，可以通过试验来确定。使用2D叶轮的中型离心压缩机的多方效率可达72%到80%。使用3D叶轮的大型压缩机的多方效率可达83%，而大型轴流压缩机的多方效率可达85%。 针对装有2D叶轮的多级离心式压缩机，图1.2显示了其多方效率作为吸气能力函数的近似值。显然，这些值会随着压缩机的特定设计及结构的变化，尤其是叶轮的变化而改变，所以图1.2中所示的曲线仅能用于指导计算程序的开始阶段。当进行长期的经济性分析时，应该将图1.2中得到的效率值减去几个百分点，这主要是因曲径密封垫片磨损所带来的影响。 为了便于计算，在输入与不同吸气能力或者多方效率所对应的等熵指数“k”之后，图表通常会给出(n-1)/n的值。在本系列文章之七中，将展示这样的一个例子。 对于正排量压缩机，压缩过程几乎是等熵的，可以应用相应的等式得到相当好的结果。使用冷却隔膜的离心压缩机亦如此。 Ha = 101,972[k/(k-1)]p1v1[(p2/p1)(k-1/k) - 1]< (1.8) Ha = 101,972[k/(k-1)]ZRT1[(p2/p1)(k-1/k) - 1] (1.9) 其中，Ha是以米为单位的等熵压头。 以上给出的等式均假设压缩气体为单相气体。如果压缩机入口气流中含有气体和液体（例如湿气），则这些等式必须修改1。应用等式1.8和1.9时，有一些与压缩因数的值相关的约束条件，它们与应用等式1.2和1.3时的约束相同。此外，当处理非理想气体时，等熵指数会随着压缩过程的进展而变化。若压缩过程开始和结束时的k值变化很小，就可以取这两个数值的平均值。对于其他情况，需要选取合适的状态方程，或者通过运用莫利尔图计算最终温度，并使用以下方程2，来确定压缩指数（γ）。 γ = ln(p2/p1)/[ln(p2/p1) - ln(T2/T1)] (1.10) 负责挑选压缩机的工程师们在选择压缩过程的类型、效率类型（例如等熵、等温或者多方），以及性能计算所用的公式时可能会有不同意见。有些人偏爱等熵过程，它适合于任何类型的空气压缩机、单级离心式压缩机，以及干螺杆式压缩机。有些工程师则选择等温压缩，其计算涉及带有强冷却的活塞式压缩机或者喷油螺杆压缩机。有些制造商在其离心压缩机全系列产品中全部采用等熵循环。无论哪种情况，效率类型必须与所选择的压缩过程相对应。 多方过程比假设为等熵的系统更难分析。难点在于热量会出入系统，并且，这种额外的能量会改变一些基本的气体性质，特别是比热比。对于多方过程，每一次新的计算都需要一个新的比热比值3。 但是，针对转子动力压缩机的分析，常常选择多方压缩过程，因为它更适合用于处理工业领域中所用到的各类气体3,4，而在计算正排量压缩机的性能时，应用的则是等熵循环5,6。 所需功率 通过下述表达式来计算压缩气体所需要的功率： GKW = wΔh/3600 (1.11) 其中，GKW是气体功率（kW），w是质量流量（kg/h）。 对于多方压缩，代入相关参数变换得到： GKWp = wHp/(367,200η)(1.12) 对于等熵压缩： GKWa = wHa/367,200 (1.13) 同样通过代入相关参数，可以分别得到多方和等熵压缩过程所需气体功率的常规表达式： GKWp = [n/(n-1)]·[wZRT1/(3,600η]·[(p2/p1)(n-1/n) -1] (1.14) GKWa = [k/(k-1)]·[wZRT1/3,600]·[(p2/p1)(k-1/k) - 1] (1.15) 代入状态方程得到： GKWp = 0.2777[n/(n-1)]·[p1Q1/η]·[(p2/p1)(n-1/n)-1] (1.16) GKWa = 0.2777[k/(k-1)]·[p1Q1]·[(p2/p1)(k-1/k) -1] (1.17) 其中Q1是吸入状态下的气体体积流量（m3/h）。 对于离心式压缩机，压缩机主轴的额定功率（kW）为： KW = GKW/ηm (1.18) 其中，ηm是机械效率。 对于往复式压缩机，机械效率应该乘以气缸效率（ηc），引入该参数是出于对增量气缸尺寸和允许活塞杆载荷2的考虑，旨在修正理想条件： KW = GKW/(ηmηc)(1.19) 机械效率的典型范围如表1.2所示。 运用图1.3中的曲线，可以得到与一定压力比值所对应的气缸效率的近似值。压缩机功率还受气体比重和进气压力的影响。在文献资料2中可以找到相关的修正系数。 排气温度 出口气体温度通过以下等式来计算： T2= T1(p2/p1)(n-1/n) 适用于多方压缩 (1.20) T2= T1(p2/p1)(k-1/k) 适用于等熵压缩 (1.21) 其中T1和T2分别是进气温度和排气温度，单位为K。 从设计的观点来看，排气温度通常受到如下限制： ◆ 往复式：150℃ ◆ 离心式和轴流式：195℃ ◆ 整体啮合式：250℃ ◆ 干螺杆式：288℃ 但是，最大排气温度会受到几个因素的限制。对于往复式压缩机，最大预测排气温度必须低于150℃，而且，对于压缩富氢气体的工作（12MW或更少），必须不超过135℃。如果压缩机气缸的排气温度保持在118℃以下，则气缸零部件的耐磨寿命会更长7。一般建议排气温度应远低于这些极限值。可以利用几种设计解决方案来降低排气温度，例如，使用多级压缩，在压缩期间对气体进行级间冷却或者强冷却。 气体的标准条件 常规条件或标准条件（Nm3/h：常规每小时立方米；sm3/h: 标准m3/h ；scfm ：标准每分钟立方英尺）根据行业的不同以及权威机构的规定而异。根据ISO/ CAGI/PNEUROP的规定，最常用的标准条件的值为：压力1bar，温度293K，相对湿度0%（干燥）。但是，由API确定的值为：压力1.014bar（1 ata），温度288.5 K，相对湿度0%（干燥）8。 实际条件（m3/h；am3/h: 实际m3/h；acfm：实际每分钟立方英尺）指的是在压缩机入口处的气体压力和温度。 对于工作在给定速度下的给定压缩机，无论温度、大气压力或者高度如何，其流量一直保持恒定。由于未考虑到这种惯例，导致了数个错误的出现。必须了解应用于这种气体状态的条件，才能通过理想气体的特征方程进行必要的修正。此外，还应该记住一点，对于同一个地理区域，高度越高，大气压力越低，因此压缩机内的有效气体量（质量流量）就越低。 输气量与容积效率 压缩机输气量指的是在入口压力和温度下测得的实际气体输送量，用每单位时间的体积量来表示（通常为m3/h或者cfm）。容积效率被定义为压缩机的实际输气量（Q）与活塞排量（vd）之比。 ηv< = Q/vd (1.22) 活塞式压缩机的输气量由以下两个等式给出，其中等式1.23适用于单作用气缸，等式1.24适用于双作用气缸。 Q = 15πD2LNηv (1.23) Q = 15π(2D2 - d2) LNηv (1.24) 其中，Q是压缩机输气量（m3/h）；D是气缸内径（m）；d是活塞杆直径（m）；L是活塞冲程（m）；N是转速（rpm）。 多级压缩 通过对性能进行公式化的表达和优化，并对压缩机和级间设备进行投资，能够获得最佳的级间压力。认为级间压力仅与压缩机有关而不考虑级间设备的这种想法不合理。多级压缩（图1.4）具有以下优点： ◆ 容积效率比具有相同间隙和相同全压比的单缸压缩机更高。 ◆ 最终温度更低。 ◆ 能够使用中冷器降低各级之间的气体温度，从而节省能量。这是因为整合了所有级的综合压缩过程近似于一条等温线（由图1.4中的蓝色线表示）。 当每个气缸所做的功等量时，压缩一定量气体所需的功能达到最小。在理想条件下，任何数量的压缩级都能达到最佳级间压力。 (pd/ps) = (pf/pi)1/z (1.25) 其中，pd和ps分别是各级的排气压力和吸气压力。pf和pi是压缩机的最终压力和初始压力；z是级数。 在两级压缩的特例中，级间压力px为： px = (pfpi)1/2 (1.26) 显然，中冷器内的压降应该分布在由这些等式得到的理想值得两侧。本系列文章的第八和第九篇将主要阐述，实际条件下的最佳级间压力有别于通过理想方法得到的压力值。初始最佳压降值为： ◆ 中冷器：0.045-0.075 MPa ◆ 脉动消除器和抑制装置 ：总压降小于进气压力的1%。 参考文献： [1] L. Brenne et al., ‘Performance evaluation of a centrifugal compressor operating under wet gas conditions’, Proceeding of the Thirty-Fourth Turbomachinery Symposium, Turbomachinery Laboratory, Texas A&M University, College Station, TX, USA, pp. 111-120, (2005). [2] R.N. Brown, Compressors: Selection and Sizing, 3rd Edn, p. 35, Gulf Professional Publishing, (2005). [3] G. McKenzie, ‘How to Calculate Polytropic Efficiency’, http://www.ehow.com/how_ 5393724_calculate-polytropic-efficiency.html. [4] API Standard 617, Axial and Centrifugal Compressors and Expander-compressors for Petroleum, Chemical and Gas Industry Services, 7th Edn, (July 2002, reaffirmed January 2009). [5] API Standard 618, Reciprocating Compressors for Petroleum, Chemical and Gas Service Industries, 5th Edn, (December 2007). [6] Gas Processors Suppliers Association, GPSA Engineering Data Book, 12th Edn, GPSA Press, (2004). [7] A. Almasi,‘Reciprocating Compressor Optimum Design and Manufacturing with Respect to Performance, Reliability and Cost’, World Academy of Science, Engineering and Technology, 52, pp. 48-53, (2009). [8]Sulla‘Glosario’, http://www.sullair.com/corp/details/0,10294,CLI57_DIV61_ETI6257,00.html [in Spanish & English].(end)

文章内容仅供参考 (投稿) (如果您是本文作者，请点击此处) (9/8/2012)