A. Kompresor Pemindahan Positif
Kompresor reciprocating terdiri dari jenis direct-acting dan diafragma. Kompresor direct-acting terdiri dari satu atau lebih tabung silinder, masing-masing dengan piston atau penyelam yang bergerak maju mundur. Gas masuk atau keluar silinder melalui katup yang diaktifkan oleh perbedaan tekanan dalam silinder dan asupan atau debit. Ketika tekanan dalam silinder turun di bawah tekanan masuk, katup gas akan terbuka, yang memungkinkan gas mengalir ke dalam silinder. Setelah menekan gas sampai tekanan di atas tekanan debit, debit katup gas terbuka memungkinkan mengalir keluar. Hal ini diilustrasikan pada Gambar 1 untuk kompresor reciprocating double-acting, yaitu gas dikompresi stroke piston selama kedua pistonnya maju dan mundur.
Kompresor double-acting adalah aliran debit dari kompresor single-acting. Kompresor reciprocating adalah mesin dengan kapasitas tetap selama driver kecepatan konstan. Dengan mengubah kecepatan pengemudi, kapasitas kompressor dapat diubah. Sebuah tipe kemasan yang terkandung dalam kotak isian, ditunjukkan dalam Gambar 5.8, segel batang piston dari atmosfir.
Dalam kompresor diafragma, piston bertindak secara tidak langsung dengan memberi tekanan kepada hidrolik oil, yang flexes diafragma logam tipis untuk kompres gas. Hal ini digunakan untuk laju aliran kecil, di bawah jangkauan untuk kompresor reciprocating, dan dibatasi oleh pembangunan diafragma. Keuntungan dari kompresor diafragma yaitu baik kebocoran gas atau minyak ke gas bisa dicegah. Dengan demikian, kompresor diafragma sangat ideal untuk mengompresi gas yang mudah terbakar, korosif, atau beracun pada tekanan tinggi. Kerugiannya adalah biaya pemeliharaan yang tinggi, terutama karena diafragma harus diganti setelah sekitar 2000 jam operasi
B. Dynamic Compressors
Kompresor dinamis, seperti kipas, dibagi menjadi dua kelas, sentrifugal dan aksial, sesuai dengan arah aliran gas melalui mesin. Sebuah stage kompresi untuk kompresor sentrifugal, yang ditunjukkan pada Gambar 5.10, terdiri dari deretan pemotong di impeller, diffuser, dan diafragma. impeller meningkat energi kinetik gas sebagai radial mengalir keluar.
Gambar 1. Sebuah kompresor reciprocating double-acting.
Gambar 2. Screw-compressor rotors.
Gambar 3. Sebuah kompresor sentrifugal yang berisi empat impeler. Kemudian difuser, yang merupakan bagian luas, mengubah energi kinetik menjadi tekanan. Diffuser dan diafragma mengalir ke pusat impeler berikutnya. Curved panduan baling-baling, yang terletak sebelum masing-masing impeller, panduan gas ke dalam impeller pada sudut yang tepat. Jika kenaikan tekanan di kompresor terlalu besar, peningkatan suhu gas, antar pendingin mungkin diperlukan.
Pada kompresor aliran aksial, ditunjukkan dalam Gambar 4, gas mengalir melalui bagian paralel melingkar dengan sumbu kompresor. Luas penampang bagian annular menurun terhadap outlet sebagai densitas gas berkurang. Satu tahap kompresi terdiri dari satu baris rotating dan satu baris stasioner. Gas mengalir melalui kompresor, mata pisau yang berputar meningkatkan tekanan dan energi kinetik gas. Dalam deretan mata pisau stasioner, energi kinetik diubah menjadi tekanan. Mata pisau stasioner juga mengalirkan aliran gas ke baris berikutnya mata pisau rotating. Umumnya, setengah kenaikan tekanan dicapai dalam mata pisau yang berputar dan setengah lainnya di mata pisau stasioner. Kompresor aliran aksial lebih efisien dan digunakan untuk laju alir kompresor lebih tinggi daripada sentrifugal. Sejak kompresor aksial yang eposits lebih sensitif, korosi, dan erosi, mereka digunakan untuk yang sangat bersih, gas non korosi. Kompresor aksial adalah dirancang tanpa pengantar pendingin.
Gambar 4. Kompresor aliran aksial
Pada Gambar 5, menggambarkan kinerja kurva karakteristik kompresor rotary pada kecepatan tertentu. Selain menunjukkan karakteristik tekanan kapasitas, kurva juga menunjukkan batasan operasi penting. Yang paling penting adalah "gelombang batas" atau titik minimum flow ini dimana operasi kompresor menjadi tidak stabil. Jika tingkat aliran berkurang, tekanan yang dikembangkan oleh kompresor berkurang. Kemudian, tekanan di garis debit menjadi lebih besar, dan gas mengalir kembali ke kompresor. Setelah tekanan di garis debit turun menjadi di bawah kompresor, gas mengalir lagi ke garis debit. Kemudian, siklus berulang. Tekanan berosilasi dan laju alir akan menyebabkan getaran suara dan guncangan, dan bisa merusak bilah kompresor, segel, dan komponen lainnya. Oleh karena itu, kompresor membutuhkan sebuah sistem anti surge kontrol untuk membatasi laju aliran pada titik minimal, aman jauh dari batas gelombang. Batas Gelombang biasanya ditandai dengan jelas, tetapi, jika tidak, itu harus dipahami bahwa ujung kiri kurva berakhir pada batas gelombang. Ujung kanan bawah kurva biasanya berakhir sebelum mencapai kondisi yang membatasi disebut sebagai "batas choke", akan menjadi vertikal di batas choke, menunjukkan bahwa tingkat aliran telah mencapai maksimal.
Gambar 5. Karakteristik kurva untuk kompresor sentrifugal.
Gambar 6. Bagan Kompressor Seleksi
Kontrol untuk mencegah pengoperasian terlalu dekat dengan batas choke, biasanya tidak diperlukan. Desain Titik dipilih untuk memungkinkan peningkatan atau penurunan dalam tingkat aliran jika kondisi proses bervariasi.
Pada Gambar 6, kisaran operasi berbagai kompresor ditampilkan untuk perbandingan, kecuali untuk kompresor rotary yang diharapkan untuk menduduki suatu wilayah antara reciprocating dan kompresor sentrifugal. Gambar 6, dapat membantu untuk memandu process engineer dalam memilih desain kompresor.
Pada Gambar 6, kisaran operasi berbagai kompresor ditampilkan untuk perbandingan, kecuali untuk kompresor rotary yang diharapkan untuk menduduki suatu wilayah antara reciprocating dan kompresor sentrifugal. Gambar 6, dapat membantu untuk memandu process engineer dalam memilih desain kompresor.
C. DAYA KOMPRESOR
Untuk ukuran kompresor dibutuhkan untuk menghitung daya yang dibutuhkan untuk kompresi. Ini dapat dilakukan dengan mengasumsikan suatu kompresi isentropic dan kemudian memperbaiki hasilnya dengan membagi oleh efisiensi isentropic. Daya juga dapat dihitung dengan asumsi kompresi polytropic, dan kemudian memperbaiki hasilnya dengan membagi oleh efisiensi polytropic. Kedua metode akan dipertimbangkan. Metode isentropic juga digunakan untuk blower dan pompa vakum, tetapi metode polytropic juga dapat digunakan jika data tersedia.
Gambar 7. Bagan Faktor kompresibilitas
Pertama, kita perlu untuk menurunkan persamaan untuk menghitung daya kompresor. Cara kerja kompressor :
(5.8)Kompresor Isentropik
Untuk kompresor isentropik gas ideal,
(5.9) Dimana k adalah ratio kapasitas panas pada saat tekanan konstan dan volume konstan.
Persamaan di atas di integralkan sehingga mendapatkan persamaan :
(5.10)Dimana K di asumsi konstan
Untuk gas ideal, menentukan faktor kompresibilitas z :
P V = z n R T (5.11)
Jika gas ideal, z = 1. Gambar 5.14, faktor kompresibility diplot sebagai fungsi mengurangi tekanan dan tempratur.
Untuk gas ideal kerja isentropic kompresor adalah mendekat persamaan ;
(5.12) Dimana z diambil sebagai masuk rata-rata dan faktor-faktor debit kompresibilitas.
Untuk mendapatkan pekerjaan yang sebenarnya dari gas kompresi, WA, membagi pekerjaan isentropic oleh efisiensi isentropic,
(5.13) Persamaan 5.9 tidak bisa digunakan untuk pelepasan gas temperatur untuk kompresi. Sebagai gantinya, gunakan saldo enegy makroskopik yang berlaku untuk proses apapun. Dengan demikian,
Dh = cp (T2 – T1) = WA (5.14)
Kompresi Polytropic
Pada kondisi adiabatic,
P Vn = a konstan (5.15)
P Vn = P1 V1n (5.16)
DI integrasikan ke dalam persamaan 5.8
(5.17)Untuk gas gunakan faktor kompresibel,
(5.18)Untuk kerja kompresi, efisiensi polytropic,
(5.19)Efisiensi polytropic didefinisikan pada persamaan 5.20
(5.20) Gambar 8, berisi bidang efisiensi untuk kompresor sentrifugal polytropic dan aksial sebagai fungsi dari laju aliran volumetrik pada inlet kompresor.
Selain efisiensi isentropic dan polytropic, ada efisiensi-efisiensi lain yang mempengaruhi daya aktual yang dikirimkan ke gas. Efisiensi isentropic dan polytropic yang effisiensi hidrolik karena beberapa kerja yang dilakukan pada gas dikonsumsi oleh gesekan cairan. Lain halnya dengan kehilangan energi gesekan disebabkan oleh segel kompresor, bantalan poros pendukung, dan setiap roda gigi yang diperlukan untuk mengurangi atau meningkatkan kecepatan rotasi. Tabel 5.6 daftar efisiensi ini. Literatur rekayasa baik laporan efisiensi ini secara terpisah atau dikombinasikan. Segel, bantalan, dan efisiensi gigi dapat digabungkan menjadi sebuah efisiensi mekanis. Kemudian, efisiensi hidrolik dan mekanik digabungkan menjadi efisiensi keseluruhan untuk mesin, yang ditunjuk sebagai efisiensi kompresor.
Selain efisiensi isentropic dan polytropic, ada efisiensi-efisiensi lain yang mempengaruhi daya aktual yang dikirimkan ke gas. Efisiensi isentropic dan polytropic yang effisiensi hidrolik karena beberapa kerja yang dilakukan pada gas dikonsumsi oleh gesekan cairan. Lain halnya dengan kehilangan energi gesekan disebabkan oleh segel kompresor, bantalan poros pendukung, dan setiap roda gigi yang diperlukan untuk mengurangi atau meningkatkan kecepatan rotasi. Tabel 5.6 daftar efisiensi ini. Literatur rekayasa baik laporan efisiensi ini secara terpisah atau dikombinasikan. Segel, bantalan, dan efisiensi gigi dapat digabungkan menjadi sebuah efisiensi mekanis. Kemudian, efisiensi hidrolik dan mekanik digabungkan menjadi efisiensi keseluruhan untuk mesin, yang ditunjuk sebagai efisiensi kompresor.
Gambar 8. Efisiensi polytropic untuk kompresor aliran actual dan axial
Sesudah menghitung kerja isentropic, lalu hitung kerja shaft, kerja brake, atau kerja kompresor. Kerja kompresor,
(5.21)Jika kerja polytropic sudah dihitung, lalu kerja kompresor,
(5.22)Dimana WC disebut kerja kompresor, shaft, atau kerja blake
Menggunakan salah satu metode, kerja kompresor kira-kira sama. Kompresor horsepower,
(5.23) Jika kompresor driver adalah elektrik motor, membagi tenaga kompresor oleh efisiensi elektrik motor ke ukuran elektrik motor.
Table 5.6 Kompresor Gear, Bearing, dan Efisiensi Seal
Component | Efficiency |
Gears | 0.95 to 0.98 |
Bearings | 0.95 to 0.99 |
Mechanical Sealsa | 0.98 to 0.995 |
a) Untuk kerugian daya segel dari 5 kW sampai 25kW
Rasio Optimum Kompresi
Pekerjaan minimum kompresi diperoleh jika kompresi adalah isotermal. Gambar 5.17 mengilustrasikan hal ini, di mana pekerjaan isotermal dibandingkan dengan pekerjaan adiabatik dengan membandingkan luas area di bawah sebelah kiri kurva. Dengan demikian, kompresor harus dioperasikan isotermal, tetapi praktis sulit untuk menghilangkan panas cukup cepat untuk mendapatkan operasi isotermal karena luas permukaan yang dibutuhkan untuk transfer panas tidak dapat terkandung di dalam kompresor. operasi isotermal dapat didekati dengan menghapus gas dari kompresor peri-odically dan pendinginan gas di intercooler, seperti digambarkan pada Gambar 10.
Setelah menentukan tekanan inlet dan discharge kompresor, maka masalah adalah mencari rasio tekanan untuk setiap tahap kompresi. Sebuah panggung mungkin juga mengandung satu atau lebih impeler. Kami mendefinisikan tahap kompresi sebagai satu atau lebih impeller secara seri tanpa intercooler antara impeller. Dengan demikian, kompresor pada Gambar 9 berisi dua tahap dan setiap tahap berisi tiga impeler. Jika bagian dari gas mengembun setelah pendinginan, maka ada juga akan menjadi pemisah fase setelah kondensor untuk memisahkan gas dari cairan. Kerja total kompresi ini sama dengan jumlah dari pekerjaan untuk setiap tahap kompresi. Dengan asumsi bahwa gas bertekanan yang didinginkan ke suhu inlet kompresor setelah setiap tahap, kita dapat menggunakan Persamaan 5,18 untuk setiap tahap. Jika juga diasumsikan bahwa pressure drop di intercoolers, pemisah fasa, dan pipa diabaikan, maka kompresor bekerja total,
Gambar 9. Sebuah kompresor sentrifugal dengan intercooling.
Gambar 10. Pengaruh modus pengoperasian pada pekerjaan kompresor
dan tekanan pada saluran masuk ke tahap ketiga diberikan oleh P5 = P4 - 0.1 P40.7. Dengan demikian, P4/P3 = P6/P5. Karena P2¹P3 dan P4¹P5 dll, rasio tekanan di stage apapun dan di seluruh kompresor tidak hanya terkait dengan jumlah tahap seperti yang diberikan oleh persamaan 5.29.
Suhu maksimum yang diijinkan menentukan jumlah intercoolers. Batas ini ditentukan oleh stabilitas seal, pelumas, dan bahan-bahan lain yang menghubung gas. Suhu gas mungkin harus lebih rendah dari batas ini jika gas-gas korosif; mengalami reaksi kimia pada suhu tinggi, mungkin meledak, atau bereaksi dengan minyak pelumas. temperatur operasi kompresor Tinggi menyebabkan konsumsi daya tinggi dan dapat mempromosikan polimerisasi gas seperti etilena, asetilena dan butadiena. Dalam hal ini, suhu gas harus dibatasi pada 107oC (225°F). Jika stabilitas bahan adalah kendala saja, kemudian gunakan suhu batas yang tercantum pada Tabel 5.4. Jika melepaskan suhu melebihi batas, maka rasio tekanan di stage harus dikurangi.. Ulrich merekomendasikan suhu harus tidak lebih besar dari 200°C (392°F). Untuk suhu rendah, Moens melaporkan suhu serendah -162oC (-260°F).
Ukuran Kompresor
Tabel 5.7 daftar persamaan untuk kompresor sentrifugal ukuran dan Tabel 5.8 menguraikan prosedur perhitungan. Persamaan yang tercantum pada Tabel 5.7 mengasumsikan tiga tahap kompresi. 5.7.1 Persamaan pada Tabel 5.8 meringkas pekerjaan untuk tiga tahap kompresi, di mana z adalah rata-rata inlet dan outlet factor kompressibel. Persamaan 5.7.1 ke 5.7.3 dapat disesuaikan untuk memasukkan tahap lebih atau kurang dari kompresi. Persamaan lainnya tetap sama. Untuk menentukan tahap kompresi dan jumlah intercoolers, pertama mengasumsikan satu tahapan kompresi, dan kemudian memeriksa apakah batas suhu debit terlampaui. Jika ya, maka mengasumsikan dua tahap kompresi dengan intercooling setelah tahap pertama, dan sekali lagi periksa apakah batas suhu terlampaui. Ulangi proses sampai temperatur gas berada di bawah nilai maksimum yang dapat diterima setelah setiap tahap kompresi. Suhu debit dapat dihitung dari Persamaan 5.14, yang didiskusikan sebelumnya. Jika R = cp - cv, digantikan ke dalam Persamaan 5.14, hasilnya adalah Persamaan 5.7.6 di Tabel 5.7,
Tabel 5.7 Ringkasan Persamaan untuk Pengukuran sebuah Kompressor
(5.7.1) Untuk 2 stage kompresi :
(5.7.2)Untuk 3 stage kompresi :
(5.7.3)P2/P1 = P4/P3 (5.7.4)
(5.7.5)
(5.7.6)
(5.7.7)
p = f(V1) à Gambar 5.15 (5.7.8)V1 = v1m1’ (5.7.9)
PCP = WCN m1’ (5.7.10)
Sifat Termodinamika
z = (z1 + zP)/2 (5.7.11)
z1 = f(TR1,PR1) à Gambar 5.14 (5.7.12)
zD = f(TRD,PRD) à Gambar 5.14 (5.7.13)
TR1 = T1’/TC (5.7.14)
TRD = TD’/TC (5.7.15)
PR1 = P1’/PC (5.7.16)
PRD = PD’/PC (5.7.17)
TC = åi yi’ TCi (5.7.18)
PC = åi yi’ PCi (5.7.19)
k = åi yi’ kCi (5.7.20)
TCi = f (senyawa kimia) à Tabel 5.5 (5.7.21)
PCi = f (senyawa kimia) à Tabel 5.5 (5.7.22)
k = f (senyawa kimia) à Tabel 5.5 (5.7.23)
(5.7.24)Variabel
WPN – WCN – z – z1 – zD – P2 – P3 – P4 – PC – PCi – PCP – TC – TCi - PRD – TD – TR1 – TRD – k – ki – v1 – V1 - hP – n
Derajat kebebasan
F = 24 – 24 = 0
Tabel 5.8 Ukuran Prosedur Kompresor
1. Hitung Tc, Pc dan k dari persamaan 5.7.18 ke 5.7.23.
2. Hitung z, dari Persamaan 5.7.12, 5.7.14 dan 5.7.16.
3. Hitung VI v1, merobek dan (n - 1) / n dari 5.7.7 ke 5.7.9 Persamaan, dan 5.7.24.
4. Asumsikan satu tahap kompresi (N = 1, PD = P-1) -
5. Hitung WPI dari Persamaan 5.7.1.
6. Hitung suhu discharge, T2 (Untuk TD = T2), dari Persamaan 5.7.5 dan 5.7.6.
7. Jika T2> Tmax mengasumsikan dua tahap kompresi (N = 2).
8. Hitung P2 (PD = N dari Persamaan 5.7.2.
9. Hitung WP2 dari Persamaan 5.7.1.
10. Hitung debit termperatur T4 (Untuk TD = T4) dari Persamaan 5.7.5 dan 5.7.6
11. Hitung faktor kompresibilitas z rata-rata, dari Persamaan. 5.7.11.
12. Jika T4> Tmax, menganggap tiga tahap kompresi (N = 3).
13, Hitung P2 dan P4 (PD = P6) dengan menyelesaikan Persamaan 5.7.2, 5.7.3, dan 5.7.4 secara bersamaan.
14. Hitung WP3 dari Persamaan 5.7.1.
15. Hitung suhu debit, T6 (TD = T6), dari Persamaan 5.7.5 dan 5.7.6.
16. Jika T6 <Tmax, menghitung zD (zD = z6) dari Persamaan 5.7.13, 5.6.15 dan 5.7.17.
17. Hitung z dari Persamaan 5.7.11.
18. Hitung ulang WP3 dari Persamaan 5.7.1 menggunakan nilai baru z.
19. Hitung ulang WCN dari Persamaan 5.7.5. T6 akan berubah dan bisa dihitung ulang dari Persamaan 5.7.6, tetapi dalam banyak kasus ini tidak akan diperlukan.
20. Hitung PCP dari Persamaan 5.7.10.
KOMPRESOR DAN POMPA DRIVER
Setelah memperhitungkan kerja kompresi, driver yang cocok harus dipilih. Sebuah account driver kompresor untuk sekitar setengah biaya instalasi kompresor. Driver yang mungkin motor listrik, mesin, dan turbin. Mesin mencakup reciprocating mesin uap, mesin gas, dan mesin minyak, dan turbin terdiri dari turbin uap dan gas. Mesin uap torak adalah salah satu driver pertama, tetapi jarang digunakan saat ini dan tidak akan diberikan pertimbangan lebih lanjut. Motor listrik dan turbin uap adalah yang paling umum dan akan dibahas secara rinci. Turbin gas digunakan untuk sebuah tingkat yang lebih rendah. Beberapa karakteristik motor listrik, uap, dan turbin gas tercantum dalam Tabel 5.9.
a) Source: Reference 24 except where indicated.
b) Source: Reference 26.
c) Simple cycle.
d) To convert to kW multiply by 0.7457.
e) N is the number of poles.
Driver dapat dikelompokkan sesuai dengan jenis energi listrik dipasok, perluasan gas bertekanan tinggi, dan perluasan cairan tekanan tinggi. Pertimbangan penting dalam pemilihan driver yang cocok dengan kecepatan driver dan kecepatan mesin. Jika diperlukan untuk menjalankan kedua unit pada kecepatan yang berbeda karena alasan teknis atau ekonomi, maka gear akan dibutuhkan untuk menambah atau mengurangi kecepatan driver.
Motor Listrik
Kebanyakan ukuran kompresor pabrik kimia digerakkan oleh tenaga listrik. Moore membahas karakteristik induksi squirrel cage dan sinkron motor listrik. Wound motor induksi rotor belum digunakan untuk drive kompresor. Untuk 370-4500 kW (500 sampai 6.000 hp), motor induksi adalah pilihan pertama. Motor induksi squirrel cage adalah pendorong yang paling umum digunakan dalam industri proses dari 1/8 untuk hp 1,5000 (0,0932 untuk 1.120 kW. Dari 15.000 kw hp (149 sampai 11.200) motor sinkron dapat digunakan. Jika kompresor dioperasikan pada 7.500, 11.000,. dan 23.000 rad/s (1.200, 1.800 dan 3.600 rpm), tidak ada langkah up gear diperlukan. Kecepatan paling mahal untuk motor induksi adalah 1.000 rad/s (1800 rpm) sehingga kecepatan ini biasanya dipilih. Langkah up gear digunakan untuk mendapatkan kecepatan yang lebih tinggi.
Untuk menghitung ukuran sebuah motor listrik, membagi kekuatan poros kompresor oleh efisiensi listrik-motor. Efisiensi untuk motor listrik diberikan dalam Tabel 5.9. Ukuran motor listrik dibakukan sesuai dengan tenaga kuda, seperti yang ditunjukkan pada Tabel 5.10. Jika kurang dari standar tenaga kuda dihitung, maka tenaga kuda standar berikutnya adalah dipilih.
Tabel 5.10 Standar Ukuran Electric-Motor
Tidak ada komentar:
Posting Komentar