Calculul Si Constructia Compresoarelor cu Piston

Compresoare cu piston

1. Generalității

2. Clasificarea compresoarelor cu piston

3. Principiul de funcționare

4. Ciclul teoretic al compresorului teoretic

5. Ciclul teoretic al compresorului real ()

6. Influența spațiului vătămător asupra volumului de gaz aspirat

7. Comprimarea în mai multe trepte

9. Puterea de antrenare a compresorului

10. Reglarea debitului compresoarelor volumice cu piston

11. Probleme speciale privind exploatarea compresoarelor cu piston

11.1. Răcirea cilindrului compresor

11.2. Răcirea intermediară

11.3. Tipuri de compresoare cu piston

Pagini 42

=== Calculul si constructia compresoarelor cu piston ===

Compresoare cu piston

Mașinile hidraulice care vehiculează fluide compresibile (aer, gaze), în scopul modificării presiunii lor se numesc compresoare.

1. Generalității

Din punct de vedere energetic, compresorul este o mașină de lucru care ridică energia specifică a gazului care îl parcurge. Diferența esențială între pompă și compresor constă în faptul că, în timp ce pompa ridică energia lichidelor incompresibile, compresorul, lucrând cu gaze, modifică presiunea și deci volumul lor (procesul modificării presiunii este legat de modificarea volumului precum și a energiei interne, fiind astfel un proces termic). Compresorul este deci o mașină hidraulică în care se produce modificarea nu numai a energiei specifice ci și a energiei termice a gazelor în timp ce în pompă are loc numai modificarea energiei specifice a lichidelor.

Energia cedată gazului în timpul procesului de comprimare, respectiv diferența între energia conținută înainte și după comprimare, constă într-o anumită creștere a energiei calorice, a energiei cinetice și a energiei potențiale a gazului. Din punct de vedere practic prezintă interes numai creșterea energiei potențiale (creșterea presiunii gazului), deoarece energia calorică se disipează în timpul mișcării prin conducte, iar creșterea energiei cinetice, înainte și după compresor este neînsemnată.

Unitatea de măsură a creșterii presiunii gazului care a trecut prin compresor este raportul presiunii finale P2 față de cea inițială P1, numit grad sau raport de comprimare.

, – raportul de comprimare.

După raportul de comprimare mașinile pneumatice se împart:

– ventilatoare,

– suflante,

– compresoare,

După principiul de funcționare compresoarele se împart în două categorii:

compresoare volumice, care pot fi cu piston sau rotative;

compresoare centrifuge, care pot fi turbocompresoare, turbosuflante, ventilatoare, axiale.

Compresoarele industriale cele mai răspândite sunt cele cu aer, care au presiuni de (obișnuit )

Compresoarele din industria petrolieră și de transport realizează presiuni între , iar cele din industria chimică ajung uneori chiar la .

Compresoarele axiale imprimă energie gazului prin intermediul unor pale profilate; sunt indicate pentru debite foarte mari și presiuni foarte scăzute ().

Compresoarele centrifuge sau turbocompresoarele realizează comprimarea gazelor prin acțiunea forței centrifuge asupra masei de gaz la trecerea prin rotor; sunt indicate pentru debite medii și .

Compresoarele volumice rotative realizează comprimarea prin variația continuă a spațiului ocupat de gaz în timpul trecerii prin rotor; sunt indicate pentru debite mici și .

Compresoarele volumice cu piston se caracterizează prin periodicitatea procesului de comprimare, motiv pentru care necesită supape; sunt indicate pentru debite mici și presiuni oricât de mari. Gradul de comprimare pentru un cilindru variază între 3,5 și 6. Se poate ajunge la un grad de comprimare de 1000, aceasta realizându-se prin comprimarea succesivă în mai multe trepte. Aerul comprimat se folosește la comenzile pneumatice de la instalațiile de foraj și la acționarea diferitelor scule și dispozitive cât și la forajul cu aer.

Compresoarele de gaze se folosesc la:

– erupția artificială prin gaz-lift;

– la recuperarea secundară pentru spălarea cu gaze a stratelor;

– la degazolinarea (dezbenzinarea) gazelor.

– transportul prin conducte

La conductele magistrale de gaze naturale, se utilizează turbocompresoarele pentru ridicarea presiunii gazelor de la 3,8 MN/m2 la 5 MN/m2, în scopul măririi debitului de transport al conductei.

În figura 1.1 sunt prezentate performanțele funcționale la diferite tipuri de compresoare.

Fig.1.1 Performanțele funcționale la diferite tipuri de compresoare.

În industria de transport a gazelor se utilizează compresoare cu piston și turbocompresoarele.

Compresoarele cu piston se întâlnesc într-o mare varietate de forme constructive și se clasifică după mai multe criterii.

2. Clasificarea compresoarelor cu piston

a. După modul de lucru al pistonului;

– compresoare cu simplu efect, la care aspirația se face la o cursă a pistonului, iar refularea la cealaltă cursă. Pistonul lucrând numai pe o singură față, se obține o singură comprimare la fiecare cursă dublă;

– compresoare cu dublu efect, la care pistonul lucrează pe ambele fețe, obținându-se astfel la o cursă două comprimări. Acest sistem s-a generalizat la compresoarele de tip modern.

b. După numărul de cilindrii:

– compresoare cu un singur cilindru;

– compresoare cu doi cilindri;

– compresoare cu trei sau mai mulți cilindri.

c. După poziția cilindrilor:

– compresoare orizontale;

– compresoare verticale.

d. După numărul de etaje (trepte) de comprimare:

– compresoare monoetajate, care pot avea unul, doi sau mai mulți cilindrii de același diametru, lucrând în paralel;

– compresoare multietajate, de obicei cu două sau trei etaje, având cilindrii de diametru descrescător, legați în serie;

– compresoarele tandem au două pistoane de diametre diferite montate pe aceiași tijă.

e. După modul de acționare:

– compresoare propriu-zise, acționate prin curele de la un motor electric, sau mai rar termic;

– motocompresoare, acționate direct de motoare termice. Motorul și compresorul constituie o singură unitate, având comune batiul și arborele cotit.

f. După valoarea presiunii de refulare:

– compresoare de joasă presiune, cu presiuni de refulare până la ;

– compresoare de medie presiune, cu presiuni de refulare până la 5 MN/m2;

– compresoare de înaltă presiune, pentru presiuni de refulare de 5 – 20 MN/m2.

3. Principiul de funcționare

Principiul de funcționare al compresorului cu piston constă în mărirea și micșorarea succesivă a volumului de gaze dintr-un cilindru cu ajutorul unui piston care execută o mișcare liniară alternativă.

Fig.3.2 Schema de principiu a unui compresor cu piston

În figura 3.2 este prezentată schema de principiu a unui compresor cu piston în care:

1 este conducta de aspirație; 2 – supapa de aspirație; 3 – conducta de refulare; 4 – supapa de refulare; 5 – cilindrul compresor; 6 – piston; 7 – segment; 8 – tija pistonului; 9 – capul de cruce; 10 – biela; 11 – manivela.

Sunt cazuri în care arborele cotit al compresorului este comun cu al motorului termic de acționare, o parte din manetoane fiind antrenate de bielele motorului, celelalte antrenând bielele compresorului. Un astfel de utilaj se numește motocompresor. În celelalte cazuri, de obicei la acționarea electrică, compresoarele sunt antrenate printr-o transmisie ( de unde și numele de compresoare cu transmisie), sau cuplate direct la motor.

Ciclul de funcționare al compresorului cuprinde patru faze distincte, corespunzătoare unei curse duble a pistonului.

Ciclul de funcționare este legea de variație a presiunii pe piston, la efectuare unei curse complete (figura 3.3).

Fig.3.3 Ciclul de funcționare a unui compresor.

a. Aspirația începe în punctul 1, în momentul când se deschide supapa de aspirație, și durează până în punctul 2, numit punct mort interior.

b. Comprimarea – are lor cursa de întoarcere a pistonului din punctul 2 până în puntul 3 (după închiderea supapei de aspirație). În timpul acestei faze, gazul își micșorează volumul și își mărește presiunea treptat până la valoarea necesară refulării.

c. Refularea începe în punctul 3 în momentul când se deschide supapa de refulare sub acțiunea presiunii gazelor din cilindru care depășește puțin presiunea din conducta de refulare. În timpul acestei faze, presiunea rămâne constantă, deoarece cilindrul comunică direct cu conducta de refulare.

d. Destinderea are loc din momentul când pistonul părăsește punctul mort exterior 4, până când se deschide supapa de aspirație în punctul 1. Când pistonul pornește înapoi, supapa de refulare se închide și gazul cuprins în spațiul mort (V0), la presiunea de refulare, își mărește volumul și își micșorează presiunea până ce ajunge puțin sub limita de aspirație. În acest moment, supapa de aspirație se deschide și cilul reîncepe. Spațiul cuprins în interiorul diagramei, reprezintă, la o anumită scară, lucrul mecanic consumat de compresor într-un ciclu (deoarece suprafața închisă este dată de produsul pV care, dimensional, este un lucru mecanic). În timpul comprimării volumul gazului se micșorează iar presiunea și temperatura lui se măresc. La destindere lucrurile se petrec în sens invers.

4. Ciclul teoretic al compresorului teoretic

Compresorul teoretic este compresorul fără spațiu mort. În figura 4.4 sunt prezentate diferite posibilități pentru realizarea fazei de comprimare:

Fig. 4.4 Posibilități de comprimare a gazului.

1 – 2iz – comprimare izotermă; ; (1)

1 – 2ad – comprimare adiabată; ; (2)

1 – 2pol – comprimare politrapă; ; (3)

Evident, lucrul mecanic pe un ciclu, reprezentat de aria închisă de diagramă, este minim la comprimarea izotermă și maxim la cea adiabată (1<n<k).

Lucrul mecanic pe un ciclu este :

, (4) unde :

, (5) ; , (6) ; , (7) ; , (8).

Semnul (-) la L41, apare deoarece forța exercitată de piston asupra gazului este, în această perioadă, de sens contrar deplasării.

Pentru cele trei tipuri de transformări la comprimare (1-2), se folosește corespunzător una din relațiile 1, 2 sau 3 la explicitarea termenului L12 din relația (4).

Comprimarea izotermă, se realizează în condițiile compresorului răcit, astfel încât temperatura să rămână constantă în intervalul (1-2). Răcirea corespunde de altfel și unei necesități practice privind buna funcționare a compresorului, astfel încât să nu se coxeze uleiul de ungere din cilindru.

Relația (4) devine în acest caz :

,

, (9)

unde : (10)

Comprimarea adiabată, deci fără schimb de căldură cu exteriorul, necesită lucrul mecanic maxim pe un ciclu :

, (11)

Folosind relația (2), expresia (11) devine :

(12)

, unde (14)

k = 1,4 pentru aer și k = 1,28 pentru gaze de sondă.

Comprimarea politrapă. Expresia lucrului mecanic pentru un ciclu, în acest caz, rezultă din expresia (14), înlocuind litera (k) cu (n). A se observa relațiile (2) și (3).

(15)

5. Ciclul teoretic al compresorului real ()

La compresoarele reale cu piston, între fața pistonului și capacul cilindrului , când pistonul se află în punctul mort exterior, rămâne o distanță de siguranță pentru a evita izbirea pistonului de capacul cilindrului. Spațiul determinat de această distanță, împreună cu spațiile din cavitățile supapelor de aspirație și refulare legate de cilindru, se numește spațiu vătămător și se notează cu Vm. După terminarea refulării gazului în conducta de refulare, spațiul vătămător rămâne umplut cu un gaz la presiunea de refulare (p2). În cursa de aspirație gazul comprimat din spațiul Vm se va destinde până la presiunea de aspirație. Deci spațiul vătămător va reduce volumul de gaz aspirat al compresorului.

În figura 5.5 este prezentat ciclul teoretic al compresorului real (), în care:

Fig. 5.5 Ciclul teoretic al compresorului real.

Vh este volumul descris de piston la o cursă completă;

Folosind notațiile din figură se poate scrie :

, (1)

unde :

Vm este volumul spațiului vătămător ;

a – coeficientul spațiului vătămător având valori cuprinse în limitele :

 ;

Vh – volumul hidraulic descris de piston

Odată cu creșterea gradului de comprimare influența spațiului vătămător se resimte mai accentuat asupra reducerii volumului de gaz aspirat.

Influența spațiului vătămător asupra volumului de gaz aspirat este pusă în evidență de coeficientul volumic sau gradul de umplere notat în literatura tehnică cu

, (2)

Întrucât este vorba de compresorul tehnic interesează influența pe care o are existența acestui spațiu vătămător asupra caracteristicilor energetice și parametrilor funcționali.

Existența spațiului vătămător conduce la reducerea volumului de gaz aspirat și prin urmare a lucrului mecanic consumat.

6. Influența spațiului vătămător asupra volumului de gaz aspirat

Prin mărirea raportului de comprimare, respectiv a presiunii de refulare, ciclul de funcționare al compresorului real se modifică în sensul că volumul de gaz aspirat se diminuează ceea ce conduce la reducerea de gaz vehiculat.

Diminuarea volumului de gaz aspirat se datorează faptului că destinderea gazului rămas ocupă o cantitate mai mare din cursa efectuată de piston. Aceste aspecte rezultă din diagrama prezentată în figura 4.6.

Fig.6.6 Influența spațiului vătămător asupra volumului de gaz aspirat.

Din figura 6.6 se constată că la o anumită valoare a raportului de comprimare – în cazul din diagramă corespunde presiunii P2max, volumul de gaz aspirat se reduce la zero iar gazul din cilindrul compresor se comprimă și se destinde după aceiași curbă (se confundă). În aceste condiții debitul compresorului este nul. Prin urmare volumul de gaz aspirat fiind nul, coeficientul volumic în aceste condiții se anulează. Această situație constituie de fapt condiția ce permite determinarea gradului de comprimare maximă într-o singură treaptă, dacă nu sunt alte condiții restrictive așa cum vor rezulta în cele ce urmează.

Pentru examinarea influenței exercitate de existența spațiului vătămătorului și a raportului de comprimare asupra volumului de gaz aspirat se face ipoteza simplificatoare că exponentul politrap în procesul de comprimare și destindere are aceiași valoare.

Din figurile precedente se constată că:

, (1)

Destinderea politrapă 3-4 este dată de ecuația caracteristică:

de unde:

sau ;

Înlocuind în expresia (1) și se obține

de unde

, (2)

Din formula (2) se constată că valoarea coeficientului volumic este influențat de factorul “a” care determină mărimea spațiului vătămător, de raportul de comprimare “” precum și de natura gazului vehiculat de compresor, reprezentată în formula (2) de exponentul n. La creșterea spațiului vătămător valoarea coeficientului volumic scade și invers, reducerea spațiului vătămător conduce la creșterea coeficientului volumic. O influență mult mai mare o are mărimea raportului de comprimare. Valoarea coeficientului volumic se poate anula, ceea ce înseamnă că debitul compresorului în aceste condiții devine nul. Valoarea maximă a raportului de comprimare într-o singură treaptă se obține din relația (2) considerând și rezultă: , (3)

Dacă se acceptă ca valoare medie pentru a = 0,1, rezultă că la valori ale exponentului n = 1,0; 1,2; 1,4; debitul compresorului se anulează pentru valori ale lui =11; 17,8; 28,7.

În realitate gradul de comprimare este mult mai mic. Ungerea cilindrului, în scopul reducerii frecării între piston și cilindru, se face cu uleiuri de bună calitate: STAS 742-88 indică, pentru ungerea compresoarelor, uleiuri rafinate cu temperaturi de aprindere între 205 și 260.

Pentru menținerea proprietăților de ungere ale uleiului, nu trebuie admise temperaturi în cilindru mai mari de 180, deci .

Pentru cazul cel mai nefavorabil (transformarea adiabată)

și

– ecuația de stare a gazului,

, (4)

Valoarea limită , apare când T2 = T2max:

, (5)

Făcând înlocuirile numerice în relația (5), rezultă că gradul maxim de compresie pe o treaptă are valorile : 4,2 pentru aer și 6,7 … 7,5 pentru gazele de sondă.

Se menționează că la temperaturi ridicate, chiar inferioare temperaturile de aprindere, uleiul se poate descompune, iar compușii volatili în prezența aerului dau amestecuri explozive. Aprinderea acestui amestec, din cauza temperaturii ridicate sau în urma unei scântei, poate provoca distrugerea compresorului prin explozie. Pentru evitarea acestor neajunsuri se recomandă:

a). Să se folosească pentru ungerea compresorului numai uleiuri cu temperaturi de aprindere ridicate.

b). Ungerea compresorului să nu fie prea abundentă;

c). Cilindrii compresor și rezervoarele intermediare să nu fie permanent răcite cu apă;

d). Să se prevadă robinete de golire, în punctele cele mai joase, la răcitoarele intermediare și rezervorul de aer pentru evacuarea condensatului și a uleiului antrenat din cilindru.

7. Comprimarea în mai multe trepte

Pentru a se realiza rapoarte de comprimare cu valori superioare celor indicate anterior, se recurge la comprimarea în trepte. Acest lucru este necesar datorită următoarelor cerințe:

a). Obținerea unor grade de comprimare ridicate, la presiuni mici de aspirație;

b). Reducerea temperaturii finale de compresie, în scopul asigurării ungeri

cilindrului (deci temperaturi mai mici decât punctul de aprindere a uleiului).

De exemplu: la compresoarele de aer temperatura finală nu trebuie să depășească 180; la comprimarea acetilenei (C2H2) apar procese de descompunere cu pericolul apariției exploziei și temperatura se reduce la 100 – 110; la comprimarea gazelor rezultate din procese tehnologice (cocsare, piroliză) sau a celor rezultate din șisturi, insuficient curățate, unde la temperaturi ce depășesc 90 – 100 are loc procesul de polimerizare a hidrocarburilor superioare cu formare de produse bituminoase ce obturează secțiunile de trecere ale gazului comprimat, făcând imposibilă funcționarea compresorului în condiții optime.

c). Scăderea lucrului de comprimare.

Modul de comprimare a gazelor în aceste compresoare are loc în felul următor: după comprimare în prima treaptă până la o anumită presiune intermediară gazul intră într-un schimbător de căldură unde este răcit până la temperatura de intrare în prima treaptă, după care intră în treapta a doua ș.a.m.d., conform figurii 7.7:

Fig.7.7 Comprimarea în mai multe trepte.

.

În diagrama p – V acest lucru se ilustrează astfel (figura 7.8)

Fig.7.8 Diagrama p-v la comprimarea în mai multe trepte.

La un compresor cu mai multe trepte, cursa fiind aceiași, diametrul se reduce corespunzător, ceea ce conduce la reducerea forței ce solicită tija pistonului.

Schema de principiu a unui compresor cu două trepte este prezentată în figura 7.9, în care se vede secțiunea unui compresor vertical cu piston diferențial, cele două trepte de compresie (I și II) fiind realizate în același cilindru.

Fig.7.9 Comprimarea în două trepte (compresor diferențial).

Gazul comprimat în treapta I este refulat într-un răcitor intermediar R, de unde apoi trece în treapta a II-a, unde este comprimat la presiunea finală p2. Împărțirea compresiei pe mai multe trepte sau etaje se face în așa fel încât să se respecte următoarele recomandări:

– legea de comprimare să fie aceiași în toate treptele;

– răcirea gazului să fie aceiași în toate treptele;

-răcirea gazului în răcitoarele intermediare să asigure aceiași temperatură de intrare în toate treptele;

-lucrul mecanic total necesar comprimării să fie cât mai mic posibil.

Se va examina în diagrama p – V comprimarea gazului în două trepte. În etajul I gazul este comprimat de la (p1,V1) la (px,VA) după legea compresiei politrapice, adică , respectiv după curba 1-A.

Fig.7.10 Diagrama p-v la comprimarea în două trepte.

Gazul refulat din treapta I, trece în răcitorul itermediar (răcit prin circuit cu apă) unde se răcește de la temperatura T2, corespunzătoare punctului A, până la temperatura T1, punctul B. Evident că prin răcirea gazului la presiunea px = ct, se va produce o reducere a volumului specific, care se micșorează de la Vx‘ la Vx.

Punctul B de unde începe compresia din treapta a II-a se află pe o izotermă cu punctul 1 (deoarece am admis că intrarea gazului în treapta a II-a se face la aceiași temperatură T1), rezultă deci: , (1)

Se observă că prin împărțirea comprimării în 2 trepte s-a realizat o scădere importantă a temperaturii finale și o economie de lucru mecanic (). Presiunea intermediară px cea mai avantajoasă corespunde pentru lucrul mecanic minim. Utilizând expresia pentru lucrul mecanic se poate scrie aceasta pentru fiecare treaptă de comprimare:

, (2)

, (3)

Lucrul mecanic total al compresorului ținând cont și de relația (1) este:

, (4)

Relația (4) este o ecuație de gradul II, și admite un minim pentru px care anulează derivata 1-a a lucrului mecanic total;

, (5)

, (6)

Adică presiunea intermediară px care dă lucrul mecanic minim este media geometrică dintre presiunea inițială și cea finală, deci

, se poate scrie:

,

Dar , (7)

, (8)

În mod analog pentru un compresor cu z trepte se obține:

deci

, (9)

adică gradul de compresie pe o treaptă este egal cu rădăcina de ordinul z din gradul de comprimare total. Ținând cont că LI=LII lucrul mecanic total va fi:

, (10)

În mod analog pentru compresorul cu z trepte se obține:

, (11)

Un alt avantaj al comprimării în trepte este acela că se îmbunătățește coeficientul volumic al compresorului.

se reduce temperatura gazului comprimat după relația:

,

solicitările mecanice ale sistemului de acționare (arbore, bielă, tijă, piston) sunt mai mici la comprimarea în mai multe trepte, atât datorită reducerii forței de comprimare cât și datorită unghiului de decalaj al manetoanelor (la cele cu doi cilindri cu 90 sau 180, iar la cele cu trei cilindri cu 120). În practică în general nu se utilizează rapoarte mai mari de 4 (mai rar 5…6 pentru compresoare mici).

La compresoarele pentru aer se alege numărul de trepte astfel:

z = 3 pentru ;

z = 4 pentru ;

z = 5 pentru .

8. Debitul compresorului

Ținând cont de presiunea și temperatura gazelor la aspirație, debitul compresoarelor cu dublu efect se calculează cu relația:

, (1)

unde:

Q – debitul compresorului, în Nm3/min;

i – numărul de cilindri ai compresorului;

V – volumul descris de piston la o cursă dublă, în m3;

n – turația arborelui cotit, în rot/min;

– randamentul volumic efectiv;

, (2)

p1 – presiunea de aspirație, în bar

T1 – temperatura de aspirație, în .

Volumul V se calculează pentru pistoanele cu simplu efect cu relația:

, (3)

unde:

D este diametrul pistonului, în m;

S este cursa pistonului, în m.

Pentru pistoanele cu dublu efect, când se ține seama și de volumul ocupat de tija pistonului cu diametrul dt, relația (3) devine

, (4)

Pentru compresoarele cu mai multe trepte, debitul se calculează numai pentru cilindrul sau cilindrii primei trepte.

Randamentul volumetric efectiv este mai mic decât cel teoretic datorită pierderilor specifice procesului de comprimare: pierderi prin neetanșeități la supape, segmenți și presgarnituri, pierderi de presiune provocate de rezistența la curgere a gazului.

9. Puterea de antrenare a compresorului

Puterea necesară procesului de lucru al compresorului se determină pentru comprimarea adiabată, deși prin răcirea cilindrului lui compresor se obține o comprimare politropă, deoarece este nevoie de un plus de energie pentru a învinge rezistențele la curgerea gazului.

Teoretic, puterea necesară comprimării se calculează cu formula:

, (1)

unde:

Pt este puterea teoretică necesară comprimării, în W;

z este numărul de trepte de comprimare;

k este exponentul adiabatic al gazelor;

p1 este presiunea absolută la aspirație, în N/m2;

p2 este presiunea absolută la refulare, în N/m2;

Q1 este debitul de gaze efectiv aspirat la starea de aspirație (presiunea p1 și temperatura T1), în m3/s.

Pentru a calcula puterea necesară la arborele compresorului trebuie să se țină seamă și de următoarele randamente:

randamentul de comprimare adiabată , care reprezintă raportul între puterea necesară teoretic și puterea necesară efectiv pentru comprimare. În mod obișnuit, ;

randamentul mecanic al compresorului , care reprezintă raportul dintre puterea utilă la piston și puterea efectivă la arborele compresorului. În funcție de gradul de uzură al compresorului, ;

randamentul transmisiei , care la transmisii prin curele este . În cazul motocompresoarelor, puterea necesară la arborele compresorului este puterea efectivă a motorului cu gaze,

. (2)

În cazul compresoarelor cu transmisie puterea este:

. (3)

10. Reglarea debitului compresoarelor volumice cu piston

În exploatarea compresoarelor volumice cu piston deseori apar neconcordanțe între debitul furnizat de acestea și cel solicitat de consumator.

Se pot ivi următoarele două situații:

când debitul furnizat de compresor (stația de compresoare) este inferior celui solicitat de consumator ;

când debitul furnizat de compresor este superior celui solicitat de consumator.

Deși ambele situații prezintă dificultăți majore în desfășurarea normală a procesului tehnologic, a doua situație este cu mult mai periculoasă. Aceasta pentru că neconcordanța între debitul furnizat de compresor și cel solicitat de procesul tehnologic, face ca în sistem să se acumuleze un volum excedentar de gaze, ceea ce conduce la creșterea presiunii în sistem.

Întârzierea adoptării măsurilor corespunzătoare de acordare a celor două mărimi conduce la majorarea consumului de energie pentru comprimarea gazelor iar în multe situații, când dispozitivele de protecție nu funcționează corespunzător, la explozii, cu dezvoltarea unei forțe imense, capabile să pună sub semnul întrebării integritatea sistemului.

Pentru realizarea acestui echilibru, între debitul solicitat și cel furnizat de compresor, în practica exploatării acestor agregate sunt folosite mai multe metode. Utilizarea uneia dintre metodele de reglare a debitului furnizat de compresorul volumic cu piston este condiționată de posibilitățile și particularitățile fiecărui caz sau instalație de comprimare a gazelor.

Cel mai avantajos procedeu de reglare a debitului compresorului volumic cu piston este cel realizat prin reglarea vitezei unghiulare a motorului de antrenare. Acest procedeu nu necesită cheltuieli suplimentare, instalația fiind compactă și foarte ușor de exploatat. Procedeul este avantajos deoarece în cazul reducerii vitezei unghiulare, fenomenele ce au loc în timpul proceselor de aspirație, comprimare și refulare a gazului vehiculat desfășurându-se cu viteze mai mici, influențează favorabil, în sensul că pierderile de energie se reduc iar lucrul mecanic solicitat de compresor este mai mic. Deși acest procedeu este cel mai simplu și economic utilizarea lui este limitată întrucât în marea lor majoritate compresoarele sunt antrenate de motoare electrice de curent alternativ cu rotoarele în scurtcircuit. Motoarele de curent continuu la care variația vitezei unghiulare se realizează relativ ușor prezintă pericolul de producere a scânteilor în timpul funcționării și sunt neindicate a fi utilizate. În cazul compresoarelor acționate cu motoare cu combustie internă utilizarea acestui procedeu pentru reglarea debitului nu este recomandat deoarece se face cu pierderi de energie. Acest fapt se explică prin acea că la aceste metode consumul minim de combustibil corespunde vitezei unghiulare nominale. Funcționarea motorului la viteze unghiulare mai mici decât cea nominală devine neeconomică. Dintre toate sistemele de acționare a compresoarelor volumice cu piston, turbina cu abur este singura ce permite reglarea debitului de gaz vehiculat prin reglarea vitezei unghiulare, cu economie de energie. Și această soluție se utilizează destul de rar, în rafinări. Utilizarea unor cutii de viteze între motor și compresor conduce la complicații constructive și o funcționare cu zgomot.

Reglarea debitului furnizat de compresor volumic cu piston prin funcționarea intermitentă a acestuia

Prima metodă constă în oprirea automată a ansamblului motor-compresor când presiunea din sistem atinge valoarea maximă prescrisă și pornirea acestui ansamblu atunci când același parametru atinge valoarea minimă prescrisă. Elementul de comandă este un presostat cu contact electric.

A doua metodă constă în oprirea, respectiv pornirea numai a compresorului care se realizează prin decuplarea respectiv cuplarea acestuia la motorul de antrenare care este lăsat să funcționeze în continuu. Prima metodă se aplică atunci când ansamblul motor-compresor se poate porni și apoi opri ușor, realizând și automatizarea operației. Metoda se poate enumera printre cele economice pentru că în timpul staționării consumul energetic este nul. Totuși în perioada de pornire curentul este mare și comparat cu frecvența pornirilor metoda nu poate fi aplicată la puteri instalate ce depășesc 250kW. Pentru scurtarea perioadei de menținere a curentului electric la intensitatea maximă, pornirea compresorului cu piston se face în gol folosind în acest sens conducta de legătură între refulare și aspirație. Metoda nu se aplică la compresoarele acționate cu motoare electrice asincrone.

A doua metodă de reglare a debitului furnizat de compresorul volumic cu piston constă în cuplarea și decuplarea compresorului de la motorul de antrenare evitând pornirile și opririle repetate ale ansamblului motor-compresor și odată cu acesta suprasolicitarea instalației electrice, de la valorile mari ale curenților de pornire.

Metoda poate fi utilizată atât la compresoarele antrenate de motoare electrice asincrone a căror pornire este lipsită de dificultăți cât și la cele antrenate de motoare electrice sincrone a căror pornire este mai dificilă.

Cuplarea și decuplarea compresorului la și de la motorul de antrenare se realizează prin intermediul cuplajelor electromagnetice a căror comandă se realizează de către valoarea presiunii din sistem. Această metodă poate fi utilizată pentru puteri mult mai mari întrucât creșterea curentului electric este mai mică decât în cazul pornirii ansamblului moto-compresor. Aceste metode sunt mai puțin economice decât metoda reglării vitezei unghiulare. Funcționarea întregului sistem se face între două valori ale presiunii – adică între valoarea minimă, când compresorul este cuplat prin sistemul de comandă și cuplajul electromagnetic cu motorul de antrenare aflat în mișcare de rotație și o valoare maximă, când compresorul prin același sistem de comandă, este decuplat de la motorul de antrenare.

C) Reglarea debitului furnizat de compresorul volumic acționând asupra conductelor de aspirație și refulare

Metodele ce vor fi examinate sunt mai puțin economice față de cele prezentate anterior, deoarece fiecare din ele realizează variația debitului furnizat de compresor prin introducerea unui consumator de energie.

Aceste metode se referă fie la reglarea cantității de gaz aspirat, fie la preluarea unei cantități de gaz din conducta de refulare și readucerea acestuia în conducta de aspirație.

Reglarea cantității de gaz aspirat se poate face în două moduri și anume:

prin închiderea parțială a robinetului existent pe conducta de aspirație, diminuând în acest mod nivelul energetic al gazului ajuns în cilindrul compresor;

prin închiderea completă a robinetului existent pe conducta de aspirație.

Atât prima cât și cea de-a doua variantă nu necesită amenajări suplimentare sau speciale în acest sens întrucât reglarea debitului furnizat de compresor se realizează prin creșterea gradului de obturare al robinetului existent pe conducta de aspirație.

Pentru o urmărire ușoară a fenomenelor ce au loc, în cele ce urmează se examinează utilizarea acestei metode la un compresor cu o singură treaptă iar după aceea la un compresor cu mai multe trepte. Dacă ne referim la compresorul cu o singură treaptă lucrurile se petrec ca în figura 10.11:

Fig.10.11. Reglarea debitului prin obturarea conductei de aspirație.

Considerând că pa corespunde presiunii de aspirație în condiții normale de lucru (fără obturarea robinetului de pe conducta de aspirație), din diagramă se constată că pentru fiecare grad de obturare corespunde o anumită presiune de aspirație în cilindrul compresor, de la care începe comprimarea gazului. Simultan cu creșterea gradului de obturare scade presiunea de la care începe procesul de comprimare și crește raportul de comprimare al gazului în cilindrul compresorului.

Creșterea gradului de comprimare a gazului în cilindrul compresor face ca la sfârșitul procesului de comprimare temperatura acestuia să aibă valori diferite în funcție de gradul de obturare. Prin urmare cu cât gradul de obturare este mai mare cu atât temperatura gazului la sfârșitul procesului de comprimare va fi mai mare. Cunoscut fiind că odată cu creșterea temperaturii de vehiculare a gazului, pot avea loc o serie de fenomene mai puțin dorite în exploatarea compresoarelor volumice cu piston limita maximă de reglare a debitului vehiculat trebuie determinată în funcție de temperatura gazului la sfârșitul procesului de comprimare și proprietățile mediului vehiculat. În cazul utilizării acestei metode la compresoare volumice cu piston, cu mai multe trepte, fenomenele sunt mai complexe și uneori pot conduce la situații mai puțin dorite și nerecomandate pentru exploatarea acestor agregate(fig.4.12). Pentru exemplificare se va considera un compresor cu trei trepte la care se va acționa asupra conductei de aspirație de la prima treaptă, în sensul creșterii secțiunii obturate. În această situație la prima treaptă presiunea de aspirație va fi mai mică, cât și debitul de gaz aspirat. Întrucât asupra parametrilor de stare ai gazului ce urmează a pătrunde în cilindrul treptei a doua nu s-a acționat, această treaptă continuă să aspire din vasul intermediar, situat între cele două trepte, același volum ca și în condițiile anterioare strangulării. După un timp scurt de funcționare, treapta a II-a, aspirând din vasul intermediar situat între treapta I și II, un volum de gaz mai mare la scăderea presiunii din vasul intermediar amintit. Compresoarele fiind prevăzute cu supape autocomandate face ca odată cu scăderea presiunii gazului din vasul intermediar să scadă și presiunea la care se deschid supapele de refulare ale cilindrului primei trepte. Această reducere a presiunii de refulare pentru prima treaptă și de aspirație pentru cea de-a doua are loc până când se ajunge la un echilibru între cantitatea de gaz refulat de prima treaptă și cea aspirată de cea de-a doua.

Presiunea de refulare pentru ultima treaptă (treapta a treia) este influențată de mărimea presiunii rețelei în care aceasta refulează. Această mărime, fiind de regulă constantă, rezultă că ultima treaptă a compresorului va trebui să dezvolte o presiune corespunzătoare celei din rețea (puțin mai mare). Cele de mai sus conduc la o redistribuire a rapoartelor de comprimare. Această distribuire se face neuniform, în sensul că ultima treaptă are o valoare mare a raportului de comprimare iar toate celelalte trepte o valoare mai mică.

Creșterea raportului de comprimare pentru ultima treaptă a compresorului conduce la creșterea temperaturii gazului către sfârșitul procesului de comprimare și în același timp la o încărcare neuniformă a elementelor componente ale acestuia. Pentru motivele arătate, utilizarea acestei metode la compresoarele volumice cu mai multe trepte necesită stabilirea prealabilă a limitei de reglare. Aceasta este necesar a fi determinată din condiția ca temperatura la sfârșitul procesului de comprimare să nu depășească temperatura maxim admisibilă a gazului vehiculat în primul rând iar eforturile unitare efective din elementele componente ale ultimei trepte să nu depășească pe cele admisibile. Pentru acest motiv temperatura gazului în procesul de comprimare din ultima treaptă limitează domeniul de reglare a debitului vehiculat.

Limita maximă de strangulare (obturare) a robinetului de pe conducta de aspirație este condiționată de mărimea raportului de comprimare pentru ultima treaptă.

Uneori din faza de proiectare se asigură un raport de comprimare mai mic pentru treapta a treia pentru a se putea asigura un domeniu mai larg de reglare și a evita încălzirea excesivă a gazului. Față de alte metode de reglare a debitului aceasta este simplă ceea ce face să fie deseori utilizată la compresoare medii și mari.

Deși obturarea completă a conductei de aspirație reprezintă un caz limită al metodei prezentate, în literatura de specialitate această posibilitate de reglare a debitului de gaz vehiculat este prezentă ca o metodă de sine stătătoare.

D) Reglarea debitului de gaz vehiculat de compresor prin închiderea completă a conductei de aspirație

Se poate face în două moduri:

prin închiderea completă a robinetului montat pe conducta de aspirație;

prin închiderea completă a robinetului montat pe conducta de aspirație și deschiderea robinetului montat pe conducta de by-pass.

Fig.10.13. Reglarea debitului utilizând conducta de by- pass.

Primul procedeu de reglare a debitului vehiculat prin închiderea completă a conductei de aspirație conduce la funcționarea continuă a compresorului însă cu debitare intermitentă în rețea. După închiderea completă a conductei de aspirație, un timp relativ scurt, compresorul continuă să funcționeze aproape normal pe seama volumului de gaz existent în porțiunea de conductă situată între robinetul închis și cilindrul compresor. Pe măsură ce volumul de gaz menționat este aspirat, presiunea din conducta de aspirație începe să scadă și odată cu acesta presiunea de aspirație din cilindrul compresor.

Pe măsură ce volumul de gaz menționat este aspirat, presiunea din conducta de aspirație începe să scadă și odată cu aceasta presiunea de aspirație din cilindrul compresor. Coeficientul volumic scade și în momentul când acesta se anulează, gazul existent în cilindrul compresor se comprimă și se destinde aproape după aceiași lege, așa cum este prezentat în figura de mai jos cu linie întreruptă.

Fig.10.14. Diagrama de funcționare a compresorului la închiderea completă a

conductei de aspirație.

Cele două curbe corespunzătoare proceselor de comprimare și destindere sunt așa de apropiate încât suprafața diagramei nu depășește din cea normală, deci și energia consumată va fi corespunzătoare. În afara acestui dezavantaj, o dată cu scăderea presiunii pe aspirație crește raportul de comprimare, deci și temperatura gazului până în momentul când debitul se anulează. Anularea debitului refulat de compresor marchează rămânerea unei cantități mici de gaz în cilindrul compresor ce se răcește treptat prin preluarea căldurii de către pereții acestuia.

Închiderea completă a ventilului de pe conducta de aspirație poate crea unele neajunsuri în exploatare:

tronsonul de conductă cuprins între robinet și cilindrul compresor va lucra sub vacuum. Creând posibilitatea aerului din mediul înconjurător să pătrundă prin neetanșeitățile conductei, contaminându-se cu gazul vehiculat. Uneori acest lucru nu este permis întrucât se pot forma amestecuri explozive ce pun în pericol întreaga stație de compresoare.

Metoda nu poate fi utilizată atunci când robinetele nu sunt suficient de etanșe și permit unei cantități mici de gaz să pătrundă în cilindrul compresor. Când robinetul nu este suficient de etanș, compresorul debitează în rețea o cantitate mică de gaz însă datorită creșterii substanțiale a raportului de comprimare, temperatura acestuia este destul de mare și poate conduce la declanșarea unor procese nedorite și greu de controlat.

Evitarea aspectelor semnalate a condus la închiderea completă a ventilului de pe aspirație și deschiderea celui de pe conducta de by-pass. Acesta evită recircularea uneia și aceleiași cantități de gaz prin eventuale neetanșeități ale robinetului de pe conducta de aspirație și în același timp încălzirea excesivă a gazului. Avantajul major este acela că se reduce consumul de energie conform diagramei cu linie întreruptă din figura 10.15.

Fig.10.15. Diagrama de funcționare a compresorului la închiderea completă a

robinetului de aspirație și deschiderea celui de pe by- pass.

E) Reglarea debitului prin recircularea unei cantități de gaz între refularea unei trepte intermediare sau a compresorului și conducta de aspirație a primei trepte.

Metoda fiind utilizată atât la compresoarele volumice cu piston cu o singură treaptă cât și la cele cu mai multe trepte, consumul de energie va fi influențat de mai mulți factori printre care se menționează: mărimea compresorului, presiunea de la care se face destinderea gazului precum și de gradul de obturare al robinetului montat pe conducta ce face legătura între refularea treptei și aspirația compresorului. La pornirea compresoarelor cu piston – mari și mijlocii, scurtarea perioadei de menținere a curentului electric la valorile mari ale intensității, se realizează prin deschiderea conductei de legătură între refularea și aspirația compresorului, realizând condițiile de pornire în gol ale acestuia.

Din punct de vedere economic așa cum s-a menționat, metoda necesită un consum de energie. Energia minimă consumată este atunci când robinetul montat pe conducta de by-pass este complet deschis iar secțiunea acestei conducte este astfel aleasă încât pierderile de presiune să fie minime. Această situație corespunde condițiilor de pornire a compresorului în gol, metodă utilizată în mod curent la compresoarele mari.

Consumul maxim de energie pentru compresoarele cu mai multe trepte pare a fi atunci când recircularea unei cantități de gaz se face între refularea ultimei trepte și aspirația primei trepte. Reglarea debitului de gaz vehiculat de compresoarele cu mai multe trepte în acest mod, nu conduce la redistribuirea rapoartelor de comprimare pe trepte și diferite temperaturi la sfârșitul procesului de comprimare a gazului, cum se întâmplă la recircularea unei cantități de gaz între conductele de refulare și aspirație ale primei trepte sau a unor trepte intermediare. La utilizarea acestei metode de reglare a debitului, cantitatea de gaz ce trebuie recirculată între refularea uneia din treptele compresorului și aspirația primei trepte, ca regulă generală, se ia după ce gazul ieșit din cilindrul treptei respective și a fost răcit în răcitorul intermediar. Această măsură preîntâmpină pătrunderea gazului în cilindrului primei trepte cu o temperatură ridicată ce ar putea conduce în procesul de comprimare la depășirea limitei de încălzire a gazului vehiculat. Diagrama de lucru a compresorului cu ventilul de pe conducta de by-pass complet deschis arată ca în figura 10.16.

Fig.10.16. Diagrama de funcționare a compresorului prin recircularea unei

cantități de gaz între refularea compresorului și conducta de aspirație.

Deschiderea, respectiv închiderea completă a robinetului de pe conducta de by-pass face ca refularea compresorului în rețea să se realizeze cu intermitență, ceea ce permite automatizarea procesului de reglare. În acest sens sunt întâlnite multe scheme de reglare automată a debitului.

F) Reglarea debitului, acționând asupra discurilor de etanșare ale supapelor cilindrului compresor

Reglarea debitului vehiculat de compresor acționând asupra discurilor de etanșare ale supapelor de aspirație sau refulare constă în readucerea parțială sau totală a gazului din cilindru în conducta de aspirație sau din colectorul de refulare în cilindru, prin menținerea discurilor de etanșare ridicate de pe scaunele respective. În cazul acționării asupra discurilor de etanșare de la supapele de refulare apar pierderi mari de energie cât și deformații remanente ale discurilor. Cel mai des se acționează asupra discurilor de la supapele de aspirație prin diferite procedee dintre care menționăm:

ridicarea completă a discurilor de etanșare;

ridicarea parțială a discurilor de etanșare.

Primul procedeu se realizează manual sau automat și este practicat în special la compresoarele mari în perioada pornirii. Prin acest procedeu se realizează comunicarea cavității cilindrului cu conducta de aspirație. Această comunicare se realizează prin menținerea discurilor de etanșare ridicate de pe scaunul supapelor de aspirație. Această poziție a discurilor dă posibilitatea gazului aspirat să revină din nou în conducta de aspirație, reducând procesul de comprimare numai până la presiunea necesară învingerii forțelor de frecare de pe traseul parcurs și să excludă procesul de refulare. În aceste condiții de lucru compresorul funcționează în gol ceea ce face ca acest procedeu să fie utilizat la pornirea compresoarelor mari. Energia solicitată în aceste condiții de funcționare se consumă pentru învingerea forțelor de frecare dintre elementele mobile și fixe ale compresorului și învingerea forțelor de frecare dintre gaz și elementele parcurse de acesta.

Diagrama de funcționare la acest procedeu este prezentată în figura 10.17 cu linie întreruptă.

Fig. 10.17. Diagrama de lucru a compresorului la ridicarea completă a

discurilor de etanșare ale supapelor de aspirație.

În situația în care cilindrul compresor are mai multe supape de aspirație sau compresorul are mai multe trepte, ridicarea discurilor de etanșare ale supapelor are loc la toate treptele. Această comandă de ridicare a discurilor de etanșare se face manual sau automat de la pupitrul de comandă prin acțiunea gazului comprimat. Compresorul nu poate funcționa un timp îndelungat cu discurile de etanșare ale supapelor de aspirație ridicate deoarece se constată o încălzire intensă a gazului.

Al doilea procedeu de reglare a debitului de gaz vehiculat de compresor constă în ridicarea parțială a discurilor de etanșare ale supapelor de aspirație. În funcție de gradul de ridicare a discului se asigură reîntoarcerea din cilindrul compresor a unei cantități mai mari sau mai mici de gaz. Prin urmare acest procedeu permite reglarea debitului în limite largi. Laminarea gazului prin intensitățile create între discurile de etanșare și scaunele supapelor de aspirație se realizează cu consum de energie și influențe negative asupra planeității discurilor. Menținerea discurilor de etanșare în poziție ridicată, către sfârșitul cursei de aspirație, se realizează fie cu ajutorul unor dispozitive comandate hidraulic, pneumatic sau electromagnetic, din afară, fie de dispozitive autocomandate. Dispozitivele comandate din afară, experimentate de mai multe firme constructoare s-au dovedit mai puțin eficiente în comparație cu cele din a doua categorie cunoscute și sub denumirea de sisteme de reglare dinamică a discurilor de etanșare. Debitul refulat de compresor în rețea este o funcție de durata impulsurilor hidraulice . La o durată mare de durată a impulsurilor debitul refulat este mic și invers, la o durată mică a acestor impulsuri debitul va fi mai mare. Indiferent de metoda de ridicare parțială a discurilor de etanșare diagrama de lucru a compresorului arată ca în figura 10.18.

Deși toate aceste variante de acționare asupra discurilor de etanșare ale supapelor de aspirație au condus la perfecționarea metodei de reglare a debitului vehiculat, ea este încă susceptibilă la îmbunătățirea în sensul duratei de funcționare a discurilor și a promptitudini în răspuns a dispozitivelor de acționare.

G) Reglarea debitului prin modificarea spațiului vătămător

Ultima expresie arată că volumul descris de piston destinat procesului de aspirație este în funcție de volumul ocupat de spațiul vătămător.

Prin creșterea spațiului vătămător rezultă că volumul descris de piston destinat procesului de aspirație se reduce, ceea ce influențează asupra cantității de gaz aspirat. Cele de mai sus conduc la concluzia că prin conectarea la cilindrul compresor a unor capacități de volum constant sau variabil se realizează reglarea în trepte sau continuă a debitului compresorului. În exploatarea acestor compresoare, debitul furnizat de ele se reglează fie prin conectarea la cilindrul compresor a unor tuburi confecționate din oțel, de volum constant, fie pe cilindrul compresor se montează un cilindru auxiliar, ce comunică cu primul, în interiorul căruia poate fi deplasat un piston.

Prin deplasarea pistonului în cilindrul auxiliar, manuala sau pe altă cale (există mai multe posibilități) se modifică, în anumite limite, volumul spațiului mort ce influențează asupra debitului de gaz aspirat.

Ultima metodă este mai răspândită în exploatarea compresoarelor volumice cu piston, ea fiind adesea întâlnită la compresoarele pentru comprimarea și vehicularea gazelor sărace, de la relațiile de dezbenzinare din schelele de extracție.

În cazul compresoarelor cu mai multe trepte, debitul vehiculat de acestea fiind determinat de debitul primei trepte, această capacitate, ce permite modificarea spațiului mort, este conectată la cilindrul primei trepte. Pentru un compresor cu o singură treaptă diagramă de lucru prin conectarea unei capacități de volum Vc arată ca în figura 10.19:

Fig. 10.19 Diagrama de lucru a compresorului cu o treaptă la conectarea unei

capacități pe cilindrul compresor.

În cazul unui compresor cu mai multe, conectarea unei capacități la prima treaptă conduce la o nouă redistribuire a rapoartelor de comprimare iar diagrama de lucru în coordonate (p,V) arată că în figura 10.20 – cu linie întreruptă.

Cunoscând variațiile posibile ale debitului solicitat de procesul tehnologic, se poate stabili prin calcul valoarea coeficientului volumic iar în funcție de această mărime se determină volumul capacității ce urmează a fi conectat la cilindrul compresor, în felul următor:

de unde mărimea a1, ce reprezintă raportul între volumul spațiului mort și volumul hidraulic deschis de piston, pentru noile condiții, poate fi determinată cu expresia:

Această valoare a coeficientului spațiului vătămător este orientativă întrucât prin reglarea debitului parametrii de stare ai gazului vehiculat în general nu rămân aceiași. Înainte de a aplica o metodă de reglare a debitului este necesar a se face și o analiză amănunțită a consumului energetic suplimentar ce decurge din aceasta.

11. Probleme speciale privind exploatarea compresoarelor cu piston

11.1. Răcirea cilindrului compresor

Aceasta conduce la reducerea consumului energetic necesar acționării. Totuși, în cazul răcirii cu apă, acest avantaj este anihilat datorită investițiilor suplimentare și consumului de energie la pompele auxiliare. Motivul care face ca răcirea să fie indispensabilă pentru buna funcționare a compresorului, este îndepărtarea pericolului de coxare.

În cazul compresoarelor de aer, de mică putere, răcirea se face în atmosfera ambiantă, pentru mărirea suprafeței de schimb corpul fiind prevăzut cu aripioare.

În cazul răcirii cu apă, aceasta circulă prin pereții realizați în construcție dublă(figura11.21).

Cantitatea de căldură (Q) ce trebuie evacuată, se poate calcula cu relația: Q = Q1 + Q2 unde:

Q1 – cantitatea de căldură degajată pentru realizarea compresiei politrapice;

Q2 – cantitatea de căldură produsă datorită frecărilor.

Răcirea cu apă să se facă astfel încât să se realizeze condițiile:

; (); unde Te și Ti sunt temperaturile apei la intrarea, respectiv ieșirea din compresor(figura 11.22)

O defecțiune la sistemul de răcire, conduce imediat la coxări, dilatări, gripări, deci la avarierea compresorului. Din acest motiv, compresoarele sunt prevăzute cu pâlnii de control pentru apă, sau în cazul celor moderne, de mare putere, cu sisteme de semnalizare și deconectare automată. Stațiile mari de compresare sunt prevăzute cu o gospodărie specială pentru apă, echipată cu pompe (de obicei centrifuge, care asigură recircularea acesteia pe traseul compresoare – turn de răcire – compresoare.

11.2. Răcirea intermediară

Apare în cazul comprimării în trepte. Este necesar un consum de apă pentru un m3 de gaz comprimat. Cu fiecare 3…4 de reducere a temperaturilor gazului, consumul energetic scade cu 1%. Se folosesc schimbătoarele de căldură, de tipul cu fascicol tubular și cap flotant. Capul flotant având posibilitatea deplasării libere în manta nu apar tensiuni termice datorate dilatărilor în fascicolul tubular.

11.3. Tipuri de compresoare cu piston

Pentru debite mari de aer, la presiuni lână la 0,7 MN/m2, se utilizează compresoarele cu piston diferențial, fără cap de cruce, fabricate la Reșița, având principalele caracteristici conform tabelului 11.3.1.

Tabelul 11.3.1

Litera V, indică poziția verticală de lucru a pistoanelor.

Pentru gama de debite 0,26 … 9,5 m3/min, uzinele “Timpuri Noi” București livrează compresoarele, sau electrocompresoare ca ansambluri independente. Pentru necesitățile de aer comprimat ale instalațiilor de foraj, se folosește un compresor care realizează:

debitul maxim 1,5m3/min;

presiunea maximă 1,2 MN/m2.

Acest compresor este realizat în două trepte, cu cilindru diferențial și este acționat fie de la o priză a intermediarei instalației, fie independent sub formă de electrocompresor. Compresoarele de gaze pot fi: cu transmisie, cuplate direct la motorul electric și motocompresoare.

a) Compresoare cu transmisie

Aceste compresoare, acționate de motoare sincrone, se recomandă de fapt pentru aer, deoarece electricitatea statică datorată frecărilor la transmisiile prin curele, prezintă o sursă posibilă de explozie. Totuși, cu măsuri speciale de protecție, aceste compresoare se folosesc în stațiile de compresoare din schele, principalele tipuri existente fiind cele din tabelul 11.3.2:

Tabelul 11.3.2

b) Compresoare cuplate direct la motorul electric

În această categorie intră compresoarele cu cilindri opuși, fabricate de uzina „Faur” București, după licență Brotherhood. Caracteristicile acestor compresoare sunt prezentate în tabelul următor.

c) Motocompresoare

În această categorie, intră compresoarele care au arborele cotit comun cu motorul termic de antrenare. Acest arbore este antrenat de bielele motoare și antrenează bielele părții de compresor. Motoarele folosite pot fi în doi sau patru timpi, cu diferite variante de amplasare a cilindrilor motori față de cei compresori. Drept combustibil pentru motorul termic se folosesc chiar gazele vehiculate.

Tabelul 11.3.3

* pentru combustie subterană

În schelele petroliere există astfel de compresoare ca de exemplu:

8GK – cu motor în patru timpi și cilindri în V;

Clark cu motor în doi timpi și cilindri verticali dispuși în linie (RA-3 și RA-6);

Ingersol-Rand cu motor în patru timpi și cilindri în V (8 x VG și 6 x VG).