4. Compresoare cu piston

Maşinile hidraulice care vehiculează fluide compresibile (aer, gaze), în scopul

modificării presiunii lor se numesc compresoare.

4.1. Generalităţii

Din punct de vedere energetic, compresorul este o maşină de lucru care ridică

energia specifică a gazului care îl parcurge. Diferenţa esenţială între pompă şi

compresor constă în faptul că, în timp ce pompa ridică energia lichidelor

incompresibile, compresorul, lucrând cu gaze, modifică presiunea şi deci volumul lor

(procesul modificării presiunii este legat de modificarea volumului precum şi a

energiei interne, fiind astfel un proces termic). Compresorul este deci o maşină

hidraulică în care se produce modificarea nu numai a energiei specifice ci şi 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 diferenţa

între energia conţinută înainte şi după comprimare, constă într-o anumită creştere a

energiei calorice, a energiei cinetice şi a energiei potenţiale a gazului. Din punct de

vedere practic prezintă interes numai creşterea energiei potenţiale (creşterea

presiunii gazului), deoarece energia calorică se disipează în timpul mişcării prin

conducte, iar creşterea energiei cinetice, înainte şi după compresor este

neînsemnată.

Unitatea de măsură a creşterii presiunii gazului care a trecut prin compresor

este raportul presiunii finale P2 faţă de cea iniţială P1, numit grad sau raport de

comprimare.

, - raportul de comprimare.

După raportul de comprimare maşinile pneumatice se împart:

- ventilatoare,

- suflante,

1

- compresoare,

După principiul de funcţionare 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 (obişnuit )

Compresoarele din industria petrolieră şi 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 şi presiuni foarte scăzute (

).

Compresoarele centrifuge sau turbocompresoarele realizează comprimarea

gazelor prin acţiunea forţei centrifuge asupra masei de gaz la trecerea prin rotor; sunt

indicate pentru debite medii şi .

Compresoarele volumice rotative realizează comprimarea prin variaţia

continuă a spaţiului ocupat de gaz în timpul trecerii prin rotor; sunt indicate pentru

debite mici şi .

Compresoarele volumice cu piston se caracterizează prin periodicitatea

procesului de comprimare, motiv pentru care necesită supape; sunt indicate pentru

debite mici şi presiuni oricât de mari. Gradul de comprimare pentru un cilindru

variază între 3,5 şi 6. Se poate ajunge la un grad de comprimare de 1000, aceasta

realizându-se prin comprimarea succesivă în mai multe trepte. Aerul comprimat se

foloseşte la comenzile pneumatice de la instalaţiile de foraj şi la acţionarea diferitelor

scule şi dispozitive cât şi la forajul cu aer.

Compresoarele de gaze se folosesc la:

- erupţia artificială prin gaz-lift;

- la recuperarea secundară pentru spălarea cu gaze a stratelor;

- la degazolinarea (dezbenzinarea) gazelor.

2

- 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 4.1 sunt prezentate performanţele funcţionale la diferite tipuri de

compresoare.

Fig.4.1 Performanţele funcţionale la diferite tipuri de compresoare.

În industria de transport a gazelor se utilizează compresoare cu piston şi

turbocompresoarele.

Compresoarele cu piston se întâlnesc într-o mare varietate de forme

constructive şi se clasifică după mai multe criterii.

4.2. Clasificarea compresoarelor cu piston

a. După modul de lucru al pistonului;

- compresoare cu simplu efect, la care aspiraţia se face la o cursă a pistonului,

iar refularea la cealaltă cursă. Pistonul lucrând numai pe o singură faţă, se obţine o

singură comprimare la fiecare cursă dublă;

- compresoare cu dublu efect, la care pistonul lucrează pe ambele feţe,

obţinându-se astfel la o cursă două comprimări. Acest sistem s-a generalizat la

compresoarele de tip modern.

3

b. După numărul de cilindrii:

- compresoare cu un singur cilindru;

- compresoare cu doi cilindri;

- compresoare cu trei sau mai mulţi cilindri.

c. După poziţia cilindrilor:

- compresoare orizontale;

- compresoare verticale.

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

- compresoare monoetajate, care pot avea unul, doi sau mai mulţi cilindrii de

acelaşi diametru, lucrând în paralel;

- compresoare multietajate, de obicei cu două sau trei etaje, având cilindrii de

diametru descrescător, legaţi în serie;

- compresoarele tandem au două pistoane de diametre diferite montate pe

aceiaşi tijă.

e. După modul de acţionare:

- compresoare propriu-zise, acţionate prin curele de la un motor electric,

sau mai rar termic;

- motocompresoare, acţionate direct de motoare termice. Motorul şi

compresorul constituie o singură unitate, având comune batiul şi 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.

4

4.3. Principiul de funcţionare

Principiul de funcţionare al compresorului cu piston constă în mărirea şi micşorarea

succesivă a volumului de gaze dintr-un cilindru cu ajutorul unui piston care execută o

mişcare liniară alternativă.

Fig.4.2 Schema de principiu a unui compresor cu piston

În figura 4.2 este prezentată schema de principiu a unui compresor cu piston

în care:

1 este conducta de aspiraţie; 2 – supapa de aspiraţie; 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 acţionare, o parte din manetoane fiind antrenate de bielele motorului,

celelalte antrenând bielele compresorului. Un astfel de utilaj se numeşte

motocompresor. În celelalte cazuri, de obicei la acţionarea electrică, compresoarele

sunt antrenate printr-o transmisie ( de unde şi numele de compresoare cu

transmisie), sau cuplate direct la motor.

Ciclul de funcţionare al compresorului cuprinde patru faze distincte,

corespunzătoare unei curse duble a pistonului.

5

Ciclul de funcţionare este legea de variaţie a presiunii pe piston, la efectuare

unei curse complete (figura 4.3).

Fig.4.3 Ciclul de funcţionare a unui compresor.

a. Aspiraţia începe în punctul 1, în momentul când se deschide supapa de

aspiraţie, şi 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 aspiraţie). În timpul acestei faze, gazul îşi

micşorează volumul şi îşi măreşte presiunea treptat până la valoarea necesară

refulării.

c. Refularea începe în punctul 3 în momentul când se deschide supapa de

refulare sub acţiunea presiunii gazelor din cilindru care depăşeşte puţin 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 părăseşte punctul mort

exterior 4, până când se deschide supapa de aspiraţie în punctul 1. Când pistonul

porneşte înapoi, supapa de refulare se închide şi gazul cuprins în spaţiul mort (V0), la

presiunea de refulare, îşi măreşte volumul şi îşi micşorează presiunea până ce

ajunge puţin sub limita de aspiraţie. În acest moment, supapa de aspiraţie se

deschide şi cilul reîncepe. Spaţiul cuprins în interiorul diagramei, reprezintă, la o

anumită scară, lucrul mecanic consumat de compresor într-un ciclu (deoarece

suprafaţa închisă este dată de produsul pV care, dimensional, este un lucru

6

mecanic). În timpul comprimării volumul gazului se micşorează iar presiunea şi

temperatura lui se măresc. La destindere lucrurile se petrec în sens invers.

4.4. Ciclul teoretic al compresorului teoretic

Compresorul teoretic este compresorul fără spaţiu mort. În figura 4.4 sunt

prezentate diferite posibilităţi pentru realizarea fazei de comprimare:

Fig. 4.4 Posibilităţi 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 şi maxim la cea adiabată (1<n<k).

Lucrul mecanic pe un ciclu este :

, (4) unde :

7

, (5) ; , (6) ; , (7) ; , (8).

Semnul (-) la L41, apare deoarece forţa exercitată de piston asupra gazului

este, în această perioadă, de sens contrar deplasării.

Pentru cele trei tipuri de transformări la comprimare (1-2), se foloseşte

corespunzător una din relaţiile 1, 2 sau 3 la explicitarea termenului L12 din relaţia (4).

A. Comprimarea izotermă , se realizează în condiţiile compresorului răcit, astfel

încât temperatura să rămână constantă în intervalul (1-2). Răcirea corespunde

de altfel şi unei necesităţi practice privind buna funcţionare a compresorului,

astfel încât să nu se coxeze uleiul de ungere din cilindru.

Relaţia (4) devine în acest caz :

,

, (9)

unde : (10)

B. Comprimarea adiabată , deci fără schimb de căldură cu exteriorul, necesită

lucrul mecanic maxim pe un ciclu :

, (11)

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

(12)

8

(13)

, unde (14)

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

C. Comprimarea politrapă. Expresia lucrului mecanic pentru un ciclu, în acest

caz, rezultă din expresia (14), înlocuind litera (k) cu (n). A se observa relaţiile

(2) şi (3).

(15)

4.5. Ciclul teoretic al compresorului real ( )

La compresoarele reale cu piston, între faţa pistonului şi capacul

cilindrului , când pistonul se află în punctul mort exterior, rămâne o distanţă de

siguranţă pentru a evita izbirea pistonului de capacul cilindrului. Spaţiul determinat de

această distanţă, împreună cu spaţiile din cavităţile supapelor de aspiraţie şi refulare

legate de cilindru, se numeşte spaţiu vătămător şi se notează cu Vm. După

terminarea refulării gazului în conducta de refulare, spaţiul vătămător rămâne umplut

cu un gaz la presiunea de refulare (p2). În cursa de aspiraţie gazul comprimat din

spaţiul Vm se va destinde până la presiunea de aspiraţie. Deci spaţiul vătămător va

reduce volumul de gaz aspirat al compresorului.

În figura 4.5 este prezentat ciclul teoretic al compresorului real (

), în care:

9

Fig. 4.5 Ciclul teoretic al compresorului real.

Vh este volumul descris de piston la o cursă completă;

Folosind notaţiile din figură se poate scrie :

, (1)

unde :

Vm este volumul spaţiului vătămător ;

a – coeficientul spaţiului vătămător având valori cuprinse în limitele :

 ;

Vh – volumul hidraulic descris de piston

Odată cu creşterea gradului de comprimare influenţa spaţiului

vătămător se resimte mai accentuat asupra reducerii volumului de gaz aspirat.

Influenţa spaţiului vătămător asupra volumului de gaz aspirat este pusă

în evidenţă de coeficientul volumic sau gradul de umplere notat în literatura tehnică

cu

, (2)

Întrucât este vorba de compresorul tehnic interesează influenţa pe care

o are existenţa acestui spaţiu vătămător asupra caracteristicilor energetice şi

parametrilor funcţionali.

10

Existenţa spaţiului vătămător conduce la reducerea volumului de gaz

aspirat şi prin urmare a lucrului mecanic consumat.

4.6. Influenţa spaţiului vătămător asupra volumului de gaz aspirat

Prin mărirea raportului de comprimare, respectiv a presiunii de refulare,

ciclul de funcţionare 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.4.6 Influenţa spaţiului vătămător asupra volumului de gaz aspirat.

Din figura 4.6 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 şi se destinde

după aceiaşi curbă (se confundă). În aceste condiţii debitul compresorului este nul.

Prin urmare volumul de gaz aspirat fiind nul, coeficientul volumic în aceste condiţii

se anulează. Această situaţie constituie de fapt condiţia ce permite determinarea

gradului de comprimare maximă într-o singură treaptă, dacă nu sunt alte condiţii

restrictive aşa cum vor rezulta în cele ce urmează.

11

Pentru examinarea influenţei exercitate de existenţa spaţiului

vătămătorului şi a raportului de comprimare asupra volumului de gaz aspirat se face

ipoteza simplificatoare că exponentul politrap în procesul de comprimare şi

destindere are aceiaşi valoare.

Din figurile precedente se constată că:

, (1)

Destinderea politrapă 3-4 este dată de ecuaţia caracteristică:

de unde:

sau ;

Înlocuind în expresia (1) şi se obţine

de unde

, (2)

Din formula (2) se constată că valoarea coeficientului volumic este

influenţat de factorul “a” care determină mărimea spaţiului vătămător, de raportul de

comprimare “ ” precum şi de natura gazului vehiculat de compresor, reprezentată în

formula (2) de exponentul n. La creşterea spaţiului vătămător valoarea coeficientului

volumic scade şi invers, reducerea spaţiului vătămător conduce la creşterea

coeficientului volumic. O influenţă mult mai mare o are mărimea raportului de

comprimare. Valoarea coeficientului volumic se poate anula, ceea ce înseamnă că

debitul compresorului în aceste condiţii devine nul. Valoarea maximă a raportului de

12

comprimare într-o singură treaptă se obţine din relaţia (2) considerând şi

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 şi cilindru, se face cu uleiuri de bună

calitate: STAS 742-88 indică, pentru ungerea compresoarelor, uleiuri rafinate cu

temperaturi de aprindere între 205 şi 260 .

Pentru menţinerea proprietăţilor de ungere ale uleiului, nu trebuie

admise temperaturi în cilindru mai mari de 180 , deci .

Pentru cazul cel mai nefavorabil (transformarea adiabată)

şi

- ecuaţia de stare a gazului,

, (4)

Valoarea limită , apare când T2 = T2max:

, (5)

Făcând înlocuirile numerice în relaţia (5), rezultă că gradul maxim de

compresie pe o treaptă are valorile : 4,2 pentru aer şi 6,7 … 7,5 pentru gazele de

sondă.

Se menţionează că la temperaturi ridicate, chiar inferioare temperaturile

de aprindere, uleiul se poate descompune, iar compuşii volatili în prezenţa aerului

dau amestecuri explozive. Aprinderea acestui amestec, din cauza temperaturii

13

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 şi rezervoarele intermediare să nu fie permanent răcite

cu apă;

d). Să se prevadă robinete de golire, în punctele cele mai joase, la răcitoarele

intermediare şi rezervorul de aer pentru evacuarea condensatului şi a uleiului

antrenat din cilindru.

4.7. 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 cerinţe:

a). Obţinerea unor grade de comprimare ridicate, la presiuni mici de aspiraţie;

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

depăşească 180 ; la comprimarea acetilenei (C2H2) apar procese de

descompunere cu pericolul apariţiei exploziei şi temperatura se reduce la 100 – 110

; la comprimarea gazelor rezultate din procese tehnologice (cocsare, piroliză) sau

a celor rezultate din şisturi, insuficient curăţate, unde la temperaturi ce depăşesc 90

– 100 are loc procesul de polimerizare a hidrocarburilor superioare cu formare de

produse bituminoase ce obturează secţiunile de trecere ale gazului comprimat,

făcând imposibilă funcţionarea compresorului în condiţii optime.

c). Scăderea lucrului de comprimare.

14

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 ş.a.m.d., conform figurii

4.7:

Fig.4.7 Comprimarea în mai multe trepte.

.

În diagrama p - V acest lucru se ilustrează astfel (figura 4.8)

Fig.4.8 Diagrama p-v la comprimarea în mai multe trepte.

15

La un compresor cu mai multe trepte, cursa fiind aceiaşi, diametrul se

reduce corespunzător, ceea ce conduce la reducerea forţei ce solicită tija pistonului.

Schema de principiu a unui compresor cu două trepte este prezentată în

figura 4.9, în care se vede secţiunea unui compresor vertical cu piston diferenţial,

cele două trepte de compresie (I şi II) fiind realizate în acelaşi cilindru.

Fig.4.9 Comprimarea în două trepte (compresor diferenţial).

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.

Împărţirea compresiei pe mai multe trepte sau etaje se face în aşa fel încât să se

respecte următoarele recomandări:

- legea de comprimare să fie aceiaşi în toate treptele;

- răcirea gazului să fie aceiaşi în toate treptele;

-răcirea gazului în răcitoarele intermediare să asigure aceiaşi 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.

16

Fig.4.10 Diagrama p-v la comprimarea în două trepte.

Gazul refulat din treapta I, trece în răcitorul itermediar (răcit prin circuit

cu apă) unde se răceşte 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 micşorează 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 aceiaşi temperatură T1), rezultă deci: , (1)

Se observă că prin împărţirea comprimării în 2 trepte s-a realizat o

scădere importantă a temperaturii finale şi 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)

17

Lucrul mecanic total al compresorului ţinând cont şi de relaţia (1) este:

, (4)

Relaţia (4) este o ecuaţie de gradul II, şi 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 iniţială şi cea finală, deci

, se poate scrie:

,

Dar , (7)

, (8)

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

18

deci

, (9)

adică gradul de compresie pe o treaptă este egal cu rădăcina de ordinul z din

gradul de comprimare total. Ţinând cont că LI=LII lucrul mecanic total va fi:

, (10)

În mod analog pentru compresorul cu z trepte se obţine:

, (11)

Un alt avantaj al comprimării în trepte este acela că se îmbunătăţeşte

coeficientul volumic al compresorului.

- se reduce temperatura gazului comprimat după relaţia:

,

- solicitările mecanice ale sistemului de acţionare (arbore, bielă, tijă, piston)

sunt mai mici la comprimarea în mai multe trepte, atât datorită reducerii

forţei de comprimare cât şi 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:

19

z = 3 pentru ;

z = 4 pentru ;

z = 5 pentru .

4.8. Debitul compresorului

Ţinând cont de presiunea şi temperatura gazelor la aspiraţie, debitul

compresoarelor cu dublu efect se calculează cu relaţia:

, (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 – turaţia arborelui cotit, în rot/min;

– randamentul volumic efectiv;

, (2)

p1 – presiunea de aspiraţie, în bar

T1 – temperatura de aspiraţie, în .

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

, (3)

unde:

D este diametrul pistonului, în m;

S este cursa pistonului, în m.

Pentru pistoanele cu dublu efect, când se ţine seama şi de volumul ocupat de

tija pistonului cu diametrul dt, relaţia (3) devine

20

, (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 neetanşeităţi la supape,

segmenţi şi presgarnituri, pierderi de presiune provocate de rezistenţa la curgere a

gazului.

4.9. Puterea de antrenare a compresorului

Puterea necesară procesului de lucru al compresorului se determină pentru

comprimarea adiabată, deşi prin răcirea cilindrului lui compresor se obţine o

comprimare politropă, deoarece este nevoie de un plus de energie pentru a învinge

rezistenţele 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 aspiraţie, în N/m2;

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

Q1 este debitul de gaze efectiv aspirat la starea de aspiraţie (presiunea

p1 şi temperatura T1), în m3/s.

21

Pentru a calcula puterea necesară la arborele compresorului trebuie să se ţină

seamă şi de următoarele randamente:

- randamentul de comprimare adiabată , care reprezintă raportul între

puterea necesară teoretic şi puterea necesară efectiv pentru comprimare.

În mod obişnuit, ;

- randamentul mecanic al compresorului , care reprezintă raportul dintre

puterea utilă la piston şi puterea efectivă la arborele compresorului. În

funcţie 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)

4.10. Reglarea debitului compresoarelor volumice cu piston

În exploatarea compresoarelor volumice cu piston deseori apar neconcordanţe

între debitul furnizat de acestea şi cel solicitat de consumator.

Se pot ivi următoarele două situaţii:

- când debitul furnizat de compresor (staţia de compresoare) este inferior

celui solicitat de consumator ;

- când debitul furnizat de compresor este superior celui solicitat de

consumator.

22

Deşi ambele situaţii prezintă dificultăţi majore în desfăşurarea normală a

procesului tehnologic, a doua situaţie este cu mult mai periculoasă. Aceasta pentru

că neconcordanţa între debitul furnizat de compresor şi cel solicitat de procesul

tehnologic, face ca în sistem să se acumuleze un volum excedentar de gaze, ceea

ce conduce la creşterea 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 situaţii, când dispozitivele de protecţie nu funcţionează corespunzător, la

explozii, cu dezvoltarea unei forţe imense, capabile să pună sub semnul întrebării

integritatea sistemului.

Pentru realizarea acestui echilibru, între debitul solicitat şi 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 condiţionată de posibilităţile şi particularităţile fiecărui caz sau

instalaţie de comprimare a gazelor.

A) 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, instalaţia fiind

compactă şi foarte uşor de exploatat. Procedeul este avantajos deoarece în cazul

reducerii vitezei unghiulare, fenomenele ce au loc în timpul proceselor de aspiraţie,

comprimare şi refulare a gazului vehiculat desfăşurându-se cu viteze mai mici,

influenţează favorabil, în sensul că pierderile de energie se reduc iar lucrul mecanic

solicitat de compresor este mai mic. Deşi acest procedeu este cel mai simplu şi

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 variaţia vitezei unghiulare se realizează relativ

uşor prezintă pericolul de producere a scânteilor în timpul funcţionării şi sunt

neindicate a fi utilizate. În cazul compresoarelor acţionate 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.

Funcţionarea motorului la viteze unghiulare mai mici decât cea nominală devine

neeconomică. Dintre toate sistemele de acţionare a compresoarelor volumice cu

23

piston, turbina cu abur este singura ce permite reglarea debitului de gaz vehiculat

prin reglarea vitezei unghiulare, cu economie de energie. Şi această soluţie se

utilizează destul de rar, în rafinări. Utilizarea unor cutii de viteze între motor şi

compresor conduce la complicaţii constructive şi o funcţionare cu zgomot.

B) Reglarea debitului furnizat de compresor volumic cu piston prin

funcţionarea intermitentă a acestuia

Prima metodă constă în oprirea automată a ansamblului motor-compresor

când presiunea din sistem atinge valoarea maximă prescrisă şi pornirea acestui

ansamblu atunci când acelaşi 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 funcţioneze în continuu. Prima metodă se aplică atunci

când ansamblul motor-compresor se poate porni şi apoi opri uşor, realizând şi

automatizarea operaţiei. Metoda se poate enumera printre cele economice pentru că

în timpul staţionării consumul energetic este nul. Totuşi în perioada de pornire

curentul este mare şi comparat cu frecvenţa pornirilor metoda nu poate fi aplicată la

puteri instalate ce depăşesc 250kW. Pentru scurtarea perioadei de menţinere a

curentului electric la intensitatea maximă, pornirea compresorului cu piston se face în

gol folosind în acest sens conducta de legătură între refulare şi aspiraţie. Metoda nu

se aplică la compresoarele acţionate cu motoare electrice asincrone.

A doua metodă de reglare a debitului furnizat de compresorul volumic cu

piston constă în cuplarea şi decuplarea compresorului de la motorul de antrenare

evitând pornirile şi opririle repetate ale ansamblului motor-compresor şi odată cu

acesta suprasolicitarea instalaţiei electrice, de la valorile mari ale curenţilor de

pornire.

Metoda poate fi utilizată atât la compresoarele antrenate de motoare

electrice asincrone a căror pornire este lipsită de dificultăţi cât şi la cele antrenate de

motoare electrice sincrone a căror pornire este mai dificilă.

Cuplarea şi decuplarea compresorului la şi 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

24

pentru puteri mult mai mari întrucât creşterea curentului electric este mai mică decât

în cazul pornirii ansamblului moto-compresor. Aceste metode sunt mai puţin

economice decât metoda reglării vitezei unghiulare. Funcţionarea întregului sistem

se face între două valori ale presiunii – adică între valoarea minimă, când

compresorul este cuplat prin sistemul de comandă şi cuplajul electromagnetic cu

motorul de antrenare aflat în mişcare de rotaţie şi o valoare maximă, când

compresorul prin acelaşi sistem de comandă, este decuplat de la motorul de

antrenare.

C) Reglarea debitului furnizat de compresorul volumic acţionând asupra

conductelor de aspiraţie şi refulare

Metodele ce vor fi examinate sunt mai puţin economice faţă de cele

prezentate anterior, deoarece fiecare din ele realizează variaţia debitului furnizat de

compresor prin introducerea unui consumator de energie.

Aceste metode se referă fie la reglarea cantităţii de gaz aspirat, fie la

preluarea unei cantităţi de gaz din conducta de refulare şi readucerea acestuia în

conducta de aspiraţie.

Reglarea cantităţii de gaz aspirat se poate face în două moduri şi anume:

- prin închiderea parţială a robinetului existent pe conducta de aspiraţie,

diminuând în acest mod nivelul energetic al gazului ajuns în cilindrul

compresor;

- prin închiderea completă a robinetului existent pe conducta de aspiraţie.

Atât prima cât şi cea de-a doua variantă nu necesită amenajări suplimentare

sau speciale în acest sens întrucât reglarea debitului furnizat de compresor se

realizează prin creşterea gradului de obturare al robinetului existent pe conducta de

aspiraţie.

Pentru o urmărire uşoară 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 4.11:

25

Fig.4.11. Reglarea debitului prin obturarea conductei de aspiraţie.

Considerând că pa corespunde presiunii de aspiraţie în condiţii normale

de lucru (fără obturarea robinetului de pe conducta de aspiraţie), din diagramă se

constată că pentru fiecare grad de obturare corespunde o anumită presiune de

aspiraţie în cilindrul compresor, de la care începe comprimarea gazului.

Simultan cu creşterea gradului de obturare scade presiunea de la care începe

procesul de comprimare şi creşte raportul de comprimare al gazului în cilindrul

compresorului.

Creşterea gradului de comprimare a gazului în cilindrul compresor face

ca la sfârşitul procesului de comprimare temperatura acestuia să aibă valori diferite

în funcţie de gradul de obturare. Prin urmare cu cât gradul de obturare este mai mare

cu atât temperatura gazului la sfârşitul procesului de comprimare va fi mai mare.

Cunoscut fiind că odată cu creşterea temperaturii de vehiculare a gazului, pot avea

loc o serie de fenomene mai puţin dorite în exploatarea compresoarelor volumice cu

piston limita maximă de reglare a debitului vehiculat trebuie determinată în funcţie de

temperatura gazului la sfârşitul procesului de comprimare şi proprietăţile mediului

vehiculat. În cazul utilizării acestei metode la compresoare volumice cu piston, cu

mai multe trepte, fenomenele sunt mai complexe şi uneori pot conduce la situaţii mai

puţin dorite şi nerecomandate pentru exploatarea acestor agregate(fig.4.12). Pentru

exemplificare se va considera un compresor cu trei trepte la care se va acţiona

asupra conductei de aspiraţie de la prima treaptă, în sensul creşterii secţiunii

obturate. În această situaţie la prima treaptă presiunea de aspiraţie va fi mai mică,

26

cât şi debitul de gaz aspirat. Întrucât asupra parametrilor de stare ai gazului ce

urmează a pătrunde în cilindrul treptei a doua nu s-a acţionat, această treaptă

continuă să aspire din vasul intermediar, situat între cele două trepte, acelaşi volum

ca şi în condiţiile anterioare strangulării. După un timp scurt de funcţionare, treapta a

II-a, aspirând din vasul intermediar situat între treapta I şi 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 şi presiunea la care se deschid supapele de refulare ale

cilindrului primei trepte. Această reducere a presiunii de refulare pentru prima treaptă

şi de aspiraţie pentru cea de-a doua are loc până când se ajunge la un echilibru între

cantitatea de gaz refulat de prima treaptă şi cea aspirată de cea de-a doua.

Presiunea de refulare pentru ultima treaptă (treapta a treia) este influenţată

de mărimea presiunii reţelei 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 reţea (puţin 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.

Creşterea raportului de comprimare pentru ultima treaptă a compresorului

conduce la creşterea temperaturii gazului către sfârşitul procesului de comprimare şi

în acelaşi timp la o încărcare neuniformă a elementelor componente ale acestuia.

27

Fig.4.12. Reglarea debitului compresoarelor

cu trei trepte prin obturarea conductei de

aspiraţie

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 condiţia ca temperatura la sfârşitul procesului de comprimare să nu

depăşească temperatura maxim admisibilă a gazului vehiculat în primul rând iar

eforturile unitare efective din elementele componente ale ultimei trepte să nu

depăşească 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

aspiraţie este condiţionată 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 şi a

evita încălzirea excesivă a gazului. Faţă de alte metode de reglare a debitului

aceasta este simplă ceea ce face să fie deseori utilizată la compresoare medii şi

mari.

Deşi obturarea completă a conductei de aspiraţie 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 aspiraţie

Se poate face în două moduri:

- prin închiderea completă a robinetului montat pe conducta de aspiraţie;

- prin închiderea completă a robinetului montat pe conducta de aspiraţie şi

deschiderea robinetului montat pe conducta de by-pass.

28

Fig.4.13. Reglarea debitului utilizând conducta de by- pass.

Primul procedeu de reglare a debitului vehiculat prin închiderea completă a

conductei de aspiraţie conduce la funcţionarea continuă a compresorului însă cu

debitare intermitentă în reţea. După închiderea completă a conductei de aspiraţie, un

timp relativ scurt, compresorul continuă să funcţioneze aproape normal pe seama

volumului de gaz existent în porţiunea de conductă situată între robinetul închis şi

cilindrul compresor. Pe măsură ce volumul de gaz menţionat este aspirat, presiunea

din conducta de aspiraţie începe să scadă şi odată cu acesta presiunea de aspiraţie

din cilindrul compresor.

Pe măsură ce volumul de gaz menţionat este aspirat, presiunea din conducta

de aspiraţie începe să scadă şi odată cu aceasta presiunea de aspiraţie din cilindrul

compresor. Coeficientul volumic scade şi în momentul când acesta se anulează,

gazul existent în cilindrul compresor se comprimă şi se destinde aproape după

aceiaşi lege, aşa cum este prezentat în figura de mai jos cu linie întreruptă.

Fig.4.14. Diagrama de funcţionare a compresorului la închiderea completă a

conductei de aspiraţie.

29

Cele două curbe corespunzătoare proceselor de comprimare şi

destindere sunt aşa de apropiate încât suprafaţa diagramei nu depăşeşte din

cea normală, deci şi energia consumată va fi corespunzătoare. În afara acestui

dezavantaj, o dată cu scăderea presiunii pe aspiraţie creşte raportul de comprimare,

deci şi temperatura gazului până în momentul când debitul se anulează. Anularea

debitului refulat de compresor marchează rămânerea unei cantităţi mici de gaz în

cilindrul compresor ce se răceşte treptat prin preluarea căldurii de către pereţii

acestuia.

Închiderea completă a ventilului de pe conducta de aspiraţie poate crea unele

neajunsuri în exploatare:

- tronsonul de conductă cuprins între robinet şi cilindrul compresor va lucra

sub vacuum. Creând posibilitatea aerului din mediul înconjurător să

pătrundă prin neetanşeităţile conductei, contaminându-se cu gazul

vehiculat. Uneori acest lucru nu este permis întrucât se pot forma

amestecuri explozive ce pun în pericol întreaga staţie de compresoare.

- Metoda nu poate fi utilizată atunci când robinetele nu sunt suficient de

etanşe şi permit unei cantităţi mici de gaz să pătrundă în cilindrul

compresor. Când robinetul nu este suficient de etanş, compresorul

debitează în reţea o cantitate mică de gaz însă datorită creşterii

substanţiale a raportului de comprimare, temperatura acestuia este destul

de mare şi poate conduce la declanşarea unor procese nedorite şi greu de

controlat.

Evitarea aspectelor semnalate a condus la închiderea completă a ventilului de

pe aspiraţie şi deschiderea celui de pe conducta de by-pass. Acesta evită

recircularea uneia şi aceleiaşi cantităţi de gaz prin eventuale neetanşeităţi ale

robinetului de pe conducta de aspiraţie şi în acelaşi timp încălzirea excesivă a

gazului. Avantajul major este acela că se reduce consumul de energie conform

diagramei cu linie întreruptă din figura 4.15.

30

Fig.4.15. Diagrama de funcţionare a compresorului la închiderea completă a

robinetului de aspiraţie şi deschiderea celui de pe by- pass.

E) Reglarea debitului prin recircularea unei cantităţi de gaz între refularea

unei trepte intermediare sau a compresorului şi conducta de aspiraţie a primei trepte.

Metoda fiind utilizată atât la compresoarele volumice cu piston cu o singură

treaptă cât şi la cele cu mai multe trepte, consumul de energie va fi influenţat de mai

mulţi factori printre care se menţionează: mărimea compresorului, presiunea de la

care se face destinderea gazului precum şi de gradul de obturare al robinetului

montat pe conducta ce face legătura între refularea treptei şi aspiraţia compresorului.

La pornirea compresoarelor cu piston – mari şi mijlocii, scurtarea perioadei de

menţinere a curentului electric la valorile mari ale intensităţii, se realizează prin

deschiderea conductei de legătură între refularea şi aspiraţia compresorului,

realizând condiţiile de pornire în gol ale acestuia.

Din punct de vedere economic aşa cum s-a menţionat, metoda necesită un

consum de energie. Energia minimă consumată este atunci când robinetul montat pe

conducta de by-pass este complet deschis iar secţiunea acestei conducte este astfel

aleasă încât pierderile de presiune să fie minime. Această situaţie corespunde

condiţiilor de pornire a compresorului în gol, metodă utilizată în mod curent la

compresoarele mari.

31

Consumul maxim de energie pentru compresoarele cu mai multe trepte pare a

fi atunci când recircularea unei cantităţi de gaz se face între refularea ultimei trepte şi

aspiraţia 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 şi diferite temperaturi la sfârşitul procesului de comprimare a gazului, cum se

întâmplă la recircularea unei cantităţi de gaz între conductele de refulare şi aspiraţie

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 şi aspiraţia primei trepte, ca regulă generală, se ia după ce

gazul ieşit din cilindrul treptei respective şi 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 depăşirea

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 4.16.

Fig.4.16. Diagrama de funcţionare a compresorului prin recircularea unei

cantităţi de gaz între refularea compresorului şi conducta de aspiraţie.

Deschiderea, respectiv închiderea completă a robinetului de pe conducta de

by-pass face ca refularea compresorului în reţea să se realizeze cu intermitenţă,

ceea ce permite automatizarea procesului de reglare. În acest sens sunt întâlnite

multe scheme de reglare automată a debitului.

F) Reglarea debitului, acţionând asupra discurilor de etanşare ale

supapelor cilindrului compresor

32

Reglarea debitului vehiculat de compresor acţionând asupra discurilor de

etanşare ale supapelor de aspiraţie sau refulare constă în readucerea parţială sau

totală a gazului din cilindru în conducta de aspiraţie sau din colectorul de refulare în

cilindru, prin menţinerea discurilor de etanşare ridicate de pe scaunele respective. În

cazul acţionării asupra discurilor de etanşare de la supapele de refulare apar pierderi

mari de energie cât şi deformaţii remanente ale discurilor. Cel mai des se acţionează

asupra discurilor de la supapele de aspiraţie prin diferite procedee dintre care

menţionăm:

- ridicarea completă a discurilor de etanşare;

- ridicarea parţială a discurilor de etanşare.

Primul procedeu se realizează manual sau automat şi este practicat în special

la compresoarele mari în perioada pornirii. Prin acest procedeu se realizează

comunicarea cavităţii cilindrului cu conducta de aspiraţie. Această comunicare se

realizează prin menţinerea discurilor de etanşare ridicate de pe scaunul supapelor de

aspiraţie. Această poziţie a discurilor dă posibilitatea gazului aspirat să revină din

nou în conducta de aspiraţie, reducând procesul de comprimare numai până la

presiunea necesară învingerii forţelor de frecare de pe traseul parcurs şi să excludă

procesul de refulare. În aceste condiţii de lucru compresorul funcţionează în gol ceea

ce face ca acest procedeu să fie utilizat la pornirea compresoarelor mari. Energia

solicitată în aceste condiţii de funcţionare se consumă pentru învingerea forţelor de

frecare dintre elementele mobile şi fixe ale compresorului şi învingerea forţelor de

frecare dintre gaz şi elementele parcurse de acesta.

Diagrama de funcţionare la acest procedeu este prezentată în figura 4.17 cu

linie întreruptă.

33

Fig. 4.17. Diagrama de lucru a compresorului la ridicarea completă a

discurilor de etanşare ale supapelor de aspiraţie.

În situaţia în care cilindrul compresor are mai multe supape de aspiraţie sau

compresorul are mai multe trepte, ridicarea discurilor de etanşare ale supapelor are

loc la toate treptele. Această comandă de ridicare a discurilor de etanşare se face

manual sau automat de la pupitrul de comandă prin acţiunea gazului comprimat.

Compresorul nu poate funcţiona un timp îndelungat cu discurile de etanşare

ale supapelor de aspiraţie ridicate deoarece se constată o încălzire intensă a gazului.

Al doilea procedeu de reglare a debitului de gaz vehiculat de compresor

constă în ridicarea parţială a discurilor de etanşare ale supapelor de aspiraţie. În

funcţie de gradul de ridicare a discului se asigură reîntoarcerea din cilindrul

compresor a unei cantităţi mai mari sau mai mici de gaz. Prin urmare acest procedeu

permite reglarea debitului în limite largi. Laminarea gazului prin intensităţile create

între discurile de etanşare şi scaunele supapelor de aspiraţie se realizează cu

consum de energie şi influenţe negative asupra planeităţii discurilor. Menţinerea

discurilor de etanşare în poziţie ridicată, către sfârşitul cursei de aspiraţie, 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 puţin eficiente în comparaţie cu cele din a doua categorie cunoscute şi sub

denumirea de sisteme de reglare dinamică a discurilor de etanşare. Debitul refulat de

compresor în reţea este o funcţie de durata impulsurilor hidraulice . La o durată mare

de durată a impulsurilor debitul refulat este mic şi invers, la o durată mică a acestor

impulsuri debitul va fi mai mare. Indiferent de metoda de ridicare parţială a discurilor

de etanşare diagrama de lucru a compresorului arată ca în figura 4.18.

34

Fig.4.18 Diagrama de funcţionare a

compresorului la ridicarea parţială a

discurilor de etanşare

Deşi toate aceste variante de acţionare asupra discurilor de etanşare ale

supapelor de aspiraţie au condus la perfecţionarea metodei de reglare a debitului

vehiculat, ea este încă susceptibilă la îmbunătăţirea în sensul duratei de funcţionare

a discurilor şi a promptitudini în răspuns a dispozitivelor de acţionare.

G) Reglarea debitului prin modificarea spaţiului vătămător

Ultima expresie arată că volumul descris de piston destinat procesului de

aspiraţie este în funcţie de volumul ocupat de spaţiul vătămător.

Prin creşterea spaţiului vătămător rezultă că volumul descris de piston destinat

procesului de aspiraţie se reduce, ceea ce influenţează asupra cantităţii de gaz

aspirat. Cele de mai sus conduc la concluzia că prin conectarea la cilindrul

compresor a unor capacităţi 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 confecţionate din oţel, 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 posibilităţi) se modifică, în anumite limite, volumul spaţiului mort ce

influenţează asupra debitului de gaz aspirat.

Ultima metodă este mai răspândită în exploatarea compresoarelor volumice

cu piston, ea fiind adesea întâlnită la compresoarele pentru comprimarea şi

vehicularea gazelor sărace, de la relaţiile de dezbenzinare din schelele de extracţie.

În cazul compresoarelor cu mai multe trepte, debitul vehiculat de acestea fiind

determinat de debitul primei trepte, această capacitate, ce permite modificarea

spaţiului mort, este conectată la cilindrul primei trepte. Pentru un compresor cu o

35

singură treaptă diagramă de lucru prin conectarea unei capacităţi de volum Vc arată

ca în figura 4.19:

Fig. 4.19 Diagrama de lucru a compresorului cu o treaptă la conectarea unei

capacităţi pe cilindrul compresor.

În cazul unui compresor cu mai multe, conectarea unei capacităţi la

prima treaptă conduce la o nouă redistribuire a rapoartelor de comprimare iar

diagrama de lucru în coordonate (p,V) arată că în figura 4.20 – cu linie întreruptă.

36

Fig.4.20 Diagrama de lucru a unui compresor

cu trei trepte la modificarea spaţiului vătămător

al primei trepte.

Cunoscând variaţiile posibile ale debitului solicitat de procesul tehnologic, se

poate stabili prin calcul valoarea coeficientului volumic iar în funcţie de această

mărime se determină volumul capacităţii ce urmează a fi conectat la cilindrul

compresor, în felul următor:

de unde mărimea a1, ce reprezintă raportul între volumul spaţiului mort şi volumul

hidraulic deschis de piston, pentru noile condiţii, poate fi determinată cu expresia:

Această valoare a coeficientului spaţiului vătămător este orientativă întrucât

prin reglarea debitului parametrii de stare ai gazului vehiculat în general nu rămân

aceiaşi. Înainte de a aplica o metodă de reglare a debitului este necesar a se face şi

o analiză amănunţită a consumului energetic suplimentar ce decurge din aceasta.

4.11. Probleme speciale privind exploatarea compresoarelor cu piston

4.11.1. Răcirea cilindrului compresor

Aceasta conduce la reducerea consumului energetic necesar acţionării.

Totuşi, în cazul răcirii cu apă, acest avantaj este anihilat datorită investiţiilor

suplimentare şi consumului de energie la pompele auxiliare. Motivul care face ca

răcirea să fie indispensabilă pentru buna funcţionare a compresorului, este

îndepărtarea pericolului de coxare.

În cazul compresoarelor de aer, de mică putere, răcirea se face în atmosfera

ambiantă, pentru mărirea suprafeţei de schimb corpul fiind prevăzut cu aripioare.

În cazul răcirii cu apă, aceasta circulă prin pereţii realizaţi în construcţie

dublă(figura4.21).

37

Cantitatea de căldură (Q) ce trebuie evacuată, se poate calcula cu relaţia: 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 condiţiile:

; ( ); unde Te şi Ti sunt

temperaturile apei la intrarea, respectiv ieşirea din compresor(figura 4.22)

38

O defecţiune 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 şi deconectare automată. Staţiile 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.

4.11.2. 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 şi cap flotant. Capul flotant având posibilitatea

deplasării libere în manta nu apar tensiuni termice datorate dilatărilor în fascicolul

tubular.

4.11.3. Tipuri de compresoare cu piston

Pentru debite mari de aer, la presiuni lână la 0,7 MN/m2, se utilizează

compresoarele cu piston diferenţial, fără cap de cruce, fabricate la Reşiţa,

având principalele caracteristici conform tabelului 4.1.

Tabelul 4.1

Tipul

compresorului

Număr de

cilindri

Debit

m3/min

Presiune

MN/m2

1V – 15/7 1 15 0,7

2V – 30/7 2 30 0,7

3V – 45/7 3 45 0,7

Litera V, indică poziţia verticală de lucru a pistoanelor.

Pentru gama de debite 0,26 … 9,5 m3/min, uzinele “Timpuri Noi” Bucureşti

livrează compresoarele, sau electrocompresoare ca ansambluri independente.

Pentru necesităţile de aer comprimat ale instalaţiilor de foraj, se foloseşte un

compresor care realizează:

39

- debitul maxim 1,5m3/min;

- presiunea maximă 1,2 MN/m2.

Acest compresor este realizat în două trepte, cu cilindru diferenţial şi este

acţionat fie de la o priză a intermediarei instalaţiei, fie independent sub formă de

electrocompresor. Compresoarele de gaze pot fi: cu transmisie, cuplate direct la

motorul electric şi motocompresoare.

a) Compresoare cu transmisie

Aceste compresoare, acţionate de motoare sincrone, se recomandă de fapt

pentru aer, deoarece electricitatea statică datorată frecărilor la transmisiile prin

curele, prezintă o sursă posibilă de explozie. Totuşi, cu măsuri speciale de protecţie,

aceste compresoare se folosesc în staţiile de compresoare din schele, principalele

tipuri existente fiind cele din tabelul 4.2:

Tabelul 4.2

Tip

compresor

Debit

m3/min

Număr

trepte

Grad de

comprimare ( )

XOB 8 2 37

2SG-50 13 3 50

2SG-60V 13 3 60

b) Compresoare cuplate direct la motorul electric

În această categorie intră compresoarele cu cilindri opuşi, fabricate de uzina

„Faur” Bucureşti, după licenţă 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 şi

antrenează bielele părţii de compresor. Motoarele folosite pot fi în doi sau patru timpi,

40

cu diferite variante de amplasare a cilindrilor motori faţă de cei compresori. Drept

combustibil pentru motorul termic se folosesc chiar gazele vehiculate.

Tabelul 4.3

Compresor Aspiraţie gaz Transport gaz Injecţie aer*

Putere motor [kW] 240 475 1400

Turaţia [rot/min] 428 428 375

Tensiune motor [V] 6000 6000 6000

Debit [Nm3/h] Variabil 4330 7500

Cursă [mm] 230 230 280

Presiune aspiraţie [MN/m2] 0,09 0,6 0,1

Presiune refulare [MN/m2] 0,7…1,0 4,5 2,6

Cilindru

Treapta I II I II I II III

Bucăţi 1 1 1 1 2 1 1

Alezaj

[mm]585 345 345 205 740 585 355

* pentru combustie subterană

În schelele petroliere există astfel de compresoare ca de exemplu:

- 8GK – cu motor în patru timpi şi cilindri în V;

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

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

41