Теория компрессорной ступени

Геометрические размеры ступени обозначены:

l₁. l₂ - соответственно высота рабочих и направляющих лопаток;

d₁. d₂ - соответственно средние диаметры рабочей и направляющей кольцевых решеток;

в_1л, в_2л - соответственно входной и выходной углы рабочих лопаток;

б_2л, б_3л - соответственно входной и выходной углы направляющих лопаток.

Газодинамические параметры потока обозначаются индексами соответствующего контрольного сечения.

Вследствие диффузорности межлопаточных каналов рабочей и направляющей решеток при прохождении рабочего колеса относительная скорость газа уменьшается (w₂<w₁) , а угол выхода увеличивается (в₂>в₁). В направляющем аппарате уменьшается абсолютная скорость (c₃<c₂) и б₃>б₂.



На выходе из компрессорной ступени скорость и угол потока мало отличаются от скорости c₁ и угла б₁. В дальнейшем часто будем принимать c₃=c₁ и б₃=б₁.

Лопатки компрессорной ступени имеют малую изогнутость профиля, что необходимо для уменьшения профильных и концевых потерь в решетках. Движение газа в межлопаточных каналах компрессорной ступени происходит при положительных градиентах давления, характерных для диффузорных течений. Опытами установлена склонность потока к вихреобразованию в направлении увеличения давления. Это происходит из-за увеличения турбулизации потока и срыва пограничного слоя. Поэтому угол изогнутости профиля в компрессорной ступени не превышает 45⁰, в то время как в турбинной ступени он составляет 60ч120⁰.

2.2 Теоретический напор осевой компрессорной ступени

Теоретический напор осевой компрессорной ступени определяется аналогично теоретическому напору центробежной компрессорной ступени. Учитывая, что для осевой ступени u₁=u₂=u

(2.1)

где с_2u. с_1u. w_2u. w_1u - проекции соответственно абсолютных и относительных скоростей на окружное направление на среднем диаметре (рис.2.3).



Полагая, что теоретический напор равен внутренней работе, затрачиваемой на сжатие газа массой 1 кг, его определяют из уравнения энергии как разность полных энтальпий в конце и начале процесса сжатия

(2.2)

Так как ; следует

(2.3)

где l₀=i₃-i₁ -теоретический напор ступени по статическим параметрам.

Из формулы (2.3) следует, что подводимая к рабочим лопаткам работа в общем случае идет на изменение как потенциальной, так и кинетической энергии сжимаемой среды. При выполнении равенства c₃=c₁ кинетическая энергия в ступени не изменяется, поэтому вся подводимая к рабочим лопаткам работа используется только для сжатия, такой режим работы будет наиболее оптимальным.

У вентиляторов выходная скорость больше входной, поскольку назначение вентиляторов - ускорение потока. В связи с этим за рабочими лопатками вентилятора не устанавливается направляющий аппарат.

2.3 Действительный (полезный) напор и изоэнтропийный КПД компрессорной ступени

Подводимая к рабочим лопаткам механическая энергия (теоретический) напор не может быть полностью использована для повышения давления, так как часть ее в процессе сжатия пойдет на преодоление потерь энергии.

Потери энергии в решетках компрессорной ступени по природе аналогичны потерям в решетках турбинной ступени и разделяются на профильные, концевые, волновые и на потери, обусловленные взаимодействием решеток.

Если потери в рабочей решетке и направляющем аппарате обозначить соответственно через Дl₁ и Дl₂, то работа, пошедшая только на повышение давления определяется по формуле

l_a^*=l₀^*-Дl₁-Дl₂ (2.4)

Работа l_a^* , затрачиваемая ступенью только на повышение давления, называется действительным или полезным напором компрессорной ступени.

Действительный напор ступени равен работе изоэнтропийного процесса сжатия, поэтому также называется изоэнтропийным напором или изоэнтропийной работой сжатия.

(2.5)

Если действительный напор определяется по статическим параметрам, то

(2.6)

Степень совершенства компрессорной ступени характеризуется её изоэнтропийным КПД.

Под изоэнтропийным КПД компрессорной ступени понимается отношение действительного или полезного напора (изоэнтропийной работы сжатия) к внутренней работе сжатия

С учетом выражений (2.2) и (2.5) получим

(2.7)

Если предположить, что с₃=с₁, то

(2.8)

Таким образом, для определения изоэнтропийного КПД компрессорной ступени необходимо знать параметры заторможенного потока пред ступенью и за ней.

2.4 Степень реактивности компрессорной ступени

Согласно выражению (2.1) теоретический напор осевой компрессорной ступени равен

.

из треугольников скоростей (см. рис.2.3) следует

, .

Выражая из последних уравнений и , и подставляя их в выражение (2.1), получим

(2.9)

Обозначим:

; (2.10)

где l₀₁ - теоретический напор рабочего колеса, который равен части подводимой к рабочим лопаткам механической энергии, используемой на сжатие в пределах рабочей решетки;

l₀₂ - теоретический напор направляющего аппарата, который равен работе, используемой для сжатия в пределах направляющего аппарата.

Теоретический напор рабочего колеса является статической частью полного напора ступени

(2.11)

Теоретический напор направляющего аппарата является динамической частью полного напора ступени. Он равен разности теоретического напора ступени и теоретического напора рабочего колеса

(2.12)

Если считать, что в процессе сжатия с_Р=const,

(2.13)

При выполнении равенства с₃=с₁

(2.14)

Согласно приведенным выше выражениям, можно создать бесчисленное множество компрессорных ступеней с одинаковым теоретическим напором, но разными напорами рабочего колеса и направляющего аппарата. Для оценки характера преобразования подводимой к рабочим лопаткам механической энергии, которая используется на сжатие в компрессорной ступени, вводится понятие степени реактивности.

Под степенью реактивности компрессорной ступени понимается отношение теоретического напора рабочего колеса к теоретическому напору ступени

(2.15)

Учитывая, что , будет справедливо выражение .

При равенстве скоростей с₃=с₁ степень реактивности ступени можно представить как отношение приращений статических температур в рабочем колесе и во всей ступени

(2.16)

Степень реактивности, как и в турбинной ступени, изменяется по радиусу и увеличивается к периферии.

При малой реактивности на среднем диаметре в корневом сечении она может оказаться отрицательной, что вызывает снижение КПД ступени. Поэтому компрессорные ступени со степенью реактивности <0,5 не нашли применение на практике. Главным образом применяют компрессорные ступени с =0,5 и =1,0. Кроме того, используют ступени и с промежуточной степенью реактивности =0,7.

2.5 Характеристика решеток профилей с различной степенью реактивности

Степень реактивности определяет конфигурацию профилей рабочих и направляющих лопаток в компрессорных ступенях. Для выяснения этой зависимости рассмотрим компрессорные ступени со степенью реактивности 0,5; 0,7; 1,0.

В ступени со степенью реактивности =0,5 сжатие происходит как в рабочей, так и направляющей решетках. Теоретические напоры решеток равны между собой (l₀₁=l₀₂). В связи с тем, что ; , скорости потока с₁=w₂ и w₁=с₂. Учитывая, что в осевых компрессорах с_а=const вытекает равенство углов б₁=в₂ и в₁=б₂. Таким образом, рабочая и направляющая решетки компрессорной ступени с =0,5 имеют один и тот же профиль лопаток. Такие ступени называются конгруэнтными.

В таких ступенях поток закручен в сторону вращения рабочего колеса (рис.2.4 а). Компрессорные ступени с =0,5 нашли широкое применение на практике, особенно в транспортных установках (в том числе судовых). Такие компрессоры имеют высокий КПД и наименьшие габариты.

В компрессорных ступенях с =0,7 отсутствуют закрутка потока перед рабочим колесом, то есть абсолютная скорость входа воздуха на рабочие лопатки имеет осевое направление (см. рис.2.4 б). Сжатие газа происходит как в рабочей, так и в направляющей решетках, но большая степень повышения давления создается на рабочих лопатках. Профили рабочих и направляющих решеток различны.

В ступенях с =1,0 сжатие происходит только в рабочем колесе, поэтому l₀₂=0. Средний вектор абсолютных скоростей закрутки в окружном направлении не имеет, т.е. с_mu=0 (см. рис.2.4 в). Компрессорные ступени с =1,0 получили широкое распространение в стационарных установках. Такие компрессоры имеют наиболее высокий КПД, который сохраняется в широком диапазоне изменения подачи. Однако габариты такого компрессора при прочих равных условиях будут больше, чем компрессоров со степенью реактивности в ступенях =0,5 и =0,7.

2.6 Коэффициенты расхода и напора

Коэффициенты расхода и напора являются важными характеристиками компрессорной ступени, определяющими её КПД и напор.

Под коэффициентом расхода ц понимается отношение осевой скорости входа потока в рабочую решетку с_а к окружной скорости рабочих лопаток u

ц=С_а/и (2.16)

Коэффициентом напора ш называется отношение действительного (полезного) или теоретического напора к динамическому напору рабочих лопаток (и²/2). В первом случае коэффициент напора называется действительным, во втором - теоретическим

(2.17)

(2.18)

При определении коэффициентов расхода и напора для всей компрессорной ступени принимается окружная скорость у периферии лопаток и_п.

Расчеты и исследования показывают, что от коэффициента расхода зависит изоэнтропийный КПД компрессорной ступени. В этом плане коэффициент расхода играет такую же роль для компрессорной ступени, как скоростная характеристика v₁=u/с₁ для турбинной. Для компрессорных ступеней существуют оптимальные значения коэффициента расхода ц_opt, при которых изоэнтропийный КПД имеет наибольшее значение. Оптимальному значению коэффициента расхода соответствует вход потока на рабочие и направляющие лопатки с нулевым или близким к нему углом атаки.

Коэффициент напора влияет на степень повышения давления компрессорной ступени. При неизменной окружной скорости степень повышения давления будет выше в той ступени, в которой коэффициент напора больше. Коэффициенты ц, ш_Т и ш зависят от степени реактивности и углов в₁, в₂, б₁ и б₂ или их производных, то есть зависят от геометрических характеристик ступени и режима её эксплуатации.

При проектировании компрессоров углы лопаток рабочего колеса в_1л и в_2л, а также угол поворота потока в решетке профилей И и угол атаки i выбирают таким образом, чтобы обеспечить в ступенях максимально возможные напор и КПД. На практике, повышение напора компрессорной ступени приводит к снижению её КПД.

Для повышения напора требуется увеличить угол поворота потока И в рабочем колесе, а угол входа относительной скорости в рабочую решетку уменьшить. И в этом и в другом случае диффузорность канала возрастает, и повышаются потери энергии в решетках.

Исследования компрессорных решеток показывают, что в диффузорном канале при наличии положительных градиентов давлений в потоке, характерных для компрессорной ступени, предельное значение угла И_max не превышает 30ч35⁰. При И>И_max в канале возникают срывные явления, вызывающие резкое увеличение потерь энергии. Малые углы в₁ также способствуют росту потерь в решетках и делают её чувствительной к влиянию углов натекания потока. В связи с этим угол входа потока в рабочую решетку на номинальном режиме принимают более 20ч25⁰ .

В осевых компрессорах со степенью реактивности с=0,5 угол поворота потока составляет И=20ч25⁰, лопаточный угол входа в_1л=37ч42⁰, при степени реактивности с=1,0 в_1л=22ч27⁰, при этом максимальный угол атаки i=в_1л-в₁ допускается ± 5⁰ . Угол выхода потока из направляющей решетки на номинальном режиме составляет б₃=63ч66⁰. Меньшие значения углов в₁ для ступени со степенью реактивности с=1,0 объясняется закруткой потока перед рабочим колесом в сторону, противоположную вращению рабочих лопаток.

Для достижения высокого КПД в судовых компрессорах используют дозвуковые режимы течения газа. Число Маха на входе в рабочую и направляющую решетки ограничивается значениями 0,65ч0,85, чтобы избежать местных скачков уплотнений.

Наибольшее значение изоэнтропийного КПД в ступенях со степенью реактивности с=0,5 и с=1,0 примерно одинаково и составляет з₀=0,93ч0,94.

2.7 Характеристики компрессорной ступени

Характеристика осевой компрессорной ступени представляет графические зависимости коэффициента напора и изоэнтропийного КПД от коэффициента расхода полученные при постоянной частоте вращения (окружной скорости). Такие зависимости получают в результате испытаний ступеней на экспериментальных установках и используют при проектировании компрессоров.

На рис.2.5 представлены характеристики осевой компрессорной ступени со степенью реактивности с=0,5 . Из рисунка следует, что коэффициент напора ш увеличивается с уменьшением коэффициента расхода ц. Снижение ц вызывает уменьшение угла потока в₁ в связи с уменьшением осевой составляющей скорости c_а (уменьшением расхода) при неизменной окружной скорости и_п.

При этом увеличивается угол атаки i= в_1л-в₁ и растет угол поворота потока И=в₂-в₁, что вызывает повышение коэффициента напора.

Из рис.2.5 б) следует, что для каждой частоты вращения ротора (окружной скорости) существует оптимальное значение коэффициента расхода ц_opt, соответствующее максимальному значению изоэнтропийного КПД. Отклонения от ц_opt приводят к уменьшению з_а, что является следствием увеличения потерь энергии в решетках профилей от угла атаки. Особенно неблагоприятны положительные углы атаки, вызывающие отрыв потока от выпуклой части компрессорного профиля.

2.8 Неустойчивая работа компрессора. Помпаж

При малых расходах газа в компрессоре или повышенной частоте вращения ротора (увеличенной окружной скорости) на выпуклой поверхности рабочей лопатки образуется обширная вихревая зона, вызванная срывом потока. Эта вихревая зона при увеличении положительных углов атаки быстро заполняет весь межлопаточный канал, что приводит к неустойчивой работе компрессора, называемой помпажем. Уменьшение расхода и увеличение окружной скорости вызывает уменьшение углов потока в₁ и б₂ (см.рис.2.4). Одновременно возрастает угол поворота потока в каналах решеток и увеличивается разность проекций относительных и абсолютных скоростей на окружное направление, что вызывает увеличение коэффициента напора. Коэффициент расхода ступени в рассмотренных случаях становится меньше оптимального (ц<ц_opt).

Для каждой ступени существует своё минимальное значение коэффициента расхода, обозначаемое ц_пом , при котором ступень входит в режим помпажа_.. Опыты показывают, что значение ц_пом для ступени практически мало или совсем не зависит от окружной скорости лопаток.

В момент предшествующий началу помпажа, ступень имеет наибольший коэффициент напора, что соответствует наибольшей скорости повышения давления.

В компрессорах явление помпажа сопровождается резким увеличением шума, подача компрессора уменьшается, а создаваемое давление носит пульсирующий характер. В многоступенчатых компрессорах с большой подачей к указанным явлениям прибавляется сильная вибрация компрессора, объясняющая периодическое движение воздуха в проточной части. При помпаже воздух периодически движется то из камеры нагнетания в камеру всасывания, то движется в противоположном направлении. Работа компрессора в зоне помпажа опасна, так как может привести к серьезной аварии (поломка лопаток, подшипниковых узлов, корпуса). В процессе эксплуатации компрессора его рабочую линию выбирают таким образом, чтобы на всех режимах работы не возникали условия, приводящие к помпажу.

Для компрессоров, работающих в широких диапазонах режимов, не всегда представляется возможным обеспечить такие условия. В этом случае в конструкции компрессора предусматривается противопомпажные клапаны, работающие по принципу предохранительных клапанов. Его устанавливают за ступенью, которая при уменьшении расхода первой входит в помпаж и настраивают на давление, которое немного меньше давления соответствующего началу помпажа. Такой ступенью в компрессоре чаще всего является последняя. При открытом противопомпажном клапане сохраняется повышенный расход воздуха через ступень и часть воздуха через этот клапан отводится во всасывающий патрубок компрессора.

Другим видом неустойчивой работы компрессора является вращающийся срыв, возникающий в отдельных межлопаточных каналах из-за технологических отклонений в лопаточных углах при установке лопаток на роторе или неравномерности потока перед рабочим колесом. Вращающийся срыв вызывает колебания потока, которые, в свою очередь, являются причиной дополнительных динамических усилий на лопатки.

2.9 Многоступенчатые осевые компрессоры

Осевая компрессорная ступень создает малую степень повышения давления. При начальной температуре сжимаемого воздуха Т₀=300К и предельной по числу Маха окружной скорости на выходе из колеса максимальная степень повышения давления в одной ступени составляет 1,2. В судовых ГТУ степень повышения давления р_к=4ч12, которую можно получить только в многоступенчатом компрессоре.

Рабочий процесс в si-диаграмме для многоступенчатого компрессора показан на рис.2.6. При построении диаграммы принято, что скорости входа и выхода в ступенях одинаковые, поэтому действительные и теоретические напоры ступеней, определяемые по статическим и полным параметрам равны между собой ( и ). По этой же причине с учетом равенства скоростей на входе в первую ступень и выходе из последней (с₁=с_3Z) действительный напор L_а проточной части компрессора, найденный по статическим параметрам р₁,Т₁ и р_3Z, Т_3Z будет равен напору , определяемому по полным параметрам , и , . Отмеченное относится и к теоретическому напору проточной части компрессора, который в осевом компрессоре из-за малых потерь на трение и утечки в ступенях равен внутренней работе, затрачиваемой на сжатие

(L₀==)

Линия Оа (рис.2.6) изображает процесс расширения воздуха во входном устройстве компрессора (входном патрубке и конфузоре). Вследствие расширения давление и температура газа понижаются с р₀ ,Т₀ во входном сечении патрубка до р₁, Т₁ перед рабочими лопатками первой ступени. Скорость газа при расширении увеличивается от с₀ до с₁. На ускорение потока во входном патрубке затрачивается работа

(2.19)

где з_кон=0,90ч0,95 - КПД входного устройства.

Сжатие в проточной части компрессора изображается линией abcd, которая условно называется политропной сжатия. Точки a,b,c,d на политропе сжатия соответствуют статическим параметрам на входе и выходе из отдельных ступеней. По линии de происходит сжатие воздуха в выходном устройстве патрубка за счет кинетической энергии потока, выходящего из направляющих лопаток последней ступени. Давление и температура воздуха в выходном сечении выпускного патрубка повышаются вследствие сжатия в диффузоре и патрубке до р_к и Т_к, которые определяются по полезно использованной энергии в выходном устройстве

(2.20)

где с_вых - скорость в выходном сечении выпускного патрубка;

з_диф=0,65ч0,70-КПД выходного устройства.

Теоретический и действительный напоры проточной части многоступенчатого компрессора по статическим параметрам определяют по формулам



 (2.21)

(2.22)

При существенной разнице в скоростях с₁ и с_3Z теоретический и действительный напоры следует рассчитывать по полным параметрам.

Изоэнтропийный КПД компрессора равен отношению изоэнтропийной работы сжатия к внутренней затраченной работе

(2.23)

Изоэнтропийную и внутреннюю работу сжатия в общем случае рассчитывают по полным параметрам

(2.24)

(2.25)

Для газов по своим свойствам близким к идеальному газу изобарическую теплоемкость можно определить по выражению

Изоэнтропийный КПД осевых компрессоров судовых газотурбинных установок составляет 0,90ч0,94.

Теоретический напор L₀ проточной части равен сумме теоретических напоров отдельных ступеней (см.рис.2.6)

(2.26)

Действительный напор проточной части L_a меньше суммы действительных напоров ступеней L_a < Уl_a. Это связано с тем, что для реальных газов изобары в si-диаграмме расходятся в сторону больших значений энтропий.

Отношение суммы действительных напоров отдельных ступеней к действительному напору проточной части компрессора называется коэффициентом затраты энергии.

(2.27)

По физическому смыслу он аналогичен коэффициенту возвращенной теплоты в турбине. В компрессорах судовых газотурбинных двигателей R=1,02ч1,07.

Наличие коэффициента затраты энергии объясняется тем, что процесс сжатия в ступенях протекает с потерями. Под влиянием теплоты трения, передаваемой сжимаемому воздуху, удельный объем в конце действительного процесса сжатия в ступенях становится больше объема, который был бы в тех же ступенях при условии, что процесс сжатия у них изоэнтропийный. Поэтому на сжатие в тех же пределах давлений теперь требуется дополнительная затрата энергии. В отличие от турбины, потери энергии в компрессоре сказываются более отрицательно.

В осевых компрессорах применяются различные типы проточных частей:

Проточная часть имеет постоянный периферийный диаметр ступеней (d_n=const ) и увеличивающийся диаметр у корня;

Проточная часть с постоянным диаметром у корня (d_к=const) и уменьшающийся диаметр у периферии;

Проточная часть с увеличивающимися диаметрами в последующих ступенях у периферии и у корня;

Проточная часть с уменьшающимися диаметрами в последующих ступенях у корня и у периферии.

Тип проточной части выбирается в зависимости от требований, предъявляемых к компрессору. С увеличением среднего диаметра ступени повышается окружная скорость и растет напор, что позволяет уменьшить общее число ступеней в компрессоре. Понижение среднего диаметра позволяет увеличить длину лопаток последних ступеней, что приводит к уменьшению концевых потерь энергии и повышению КПД компрессора. Сохранение неизменным корневого или периферийного диаметра проточной части повышает технологичность изготовления, что влияет на стоимость компрессора.

2.10 Основные положения газодинамического расчета компрессора

Существует несколько методов газодинамического расчета осевого компрессора:

По аэродинамическим характеристикам решеток профилей;

По характеристикам модельных ступеней;

Моделирование исходного компрессора на заданные параметры на основе теории подобия.

В настоящем разделе приводятся основные положения расчета компрессора с использованием характеристик модельных ступеней, в результате которого определяются число ступеней, габаритные размеры проточной части, КПД компрессора и потребляемая мощность.

Исходные данные для расчета: расход воздуха G; давление р₀ и температура Т₀ на входе в компрессор; давление за компрессором p_к, частота вращения ротора п.

Последовательность работы:

1. Выбирают тип ступеней и вид проточной части исхода из назначения компрессора и особенностей его эксплуатации;

2. Задаются скоростью потока на входе в компрессор с₀. При наличии всасывающего трубопровода с₀=40ч60 м/с, при его отсутствии с₀=0.

3. Задаются осевой составляющей скорости в первой ступени с_а, которая зависит от коэффициента расхода ц₁, окружной скорости u₁ и степени реактивности с. В судовых компрессорах с_1а=80ч140 м/с. в случае дискового ротора иногда с_1а=130ч200 м/с;

4. Определяют скорость входа в первую ступень с₁=(1,0ч1,2)с_1а;

5. Находят соответственно давление и температуру перед первой ступень

;

где ;

6. Выбирают абсолютную скорость выхода из последней ступени с_3Z=(0,85ч1,0)с₁;

7. Скорость выхода из компрессор:

с_вых=40ч60 м/с - при работе на воздухопровод;

с_вых=110ч130 м/с - при подаче воздуха в камеру сгорания ГТД или

другой компрессор;

8. Показатель политропы в проточной части компрессора

где з_п=з_ак=0,89ч0,91;

9. Температура и удельный объем в выходном сечении выпускного патрубка

;

где 0,89ч0,91;

10. Давление и температура за последней ступенью

;

11. Геометрические размеры первой ступени:

11.1. Наружный диамет

где - втулочное отношение;

11.2. Диаметр корневого сечения ;

11.3. Высота лопаток ;

12. Геометрические размеры последней ступени

12.1. Для проточной части с постоянным диаметром у периферии

;

12.2. Для проточной части с постоянным диаметром у корня

;

12.3. Высота направляющих лопаток ;

13. Коэффициенты расхода в первой ц₁ и в последней ц_Z ступенях принимают оптимальными или немного больше, если требуется устойчивая работа в широком диапазоне нагрузок;

14. Окружные скорости на периферии первой и последней ступеней

и_n1=с_a1/ц_1; u_nz=с_az/ц_z. .

В случае барабанного ротора и_n1 ? 250ч300 м/с _; при

дисковом роторе и_n1 ? 400 м/с;

15. Коэффициенты напора первой и последней ступени ш₁ и ш_Z, а также их изоэнтропийные КПД з_а1, з_аZ определяются по результатам исследований изолированной модельной ступени. Значения ш и з_а определяют по ц₁ и приведенным скоростям



16. Средние значение коэффициента напора, изоэнтропийного КПД и окружной скорости у периферии в проточной части компрессора

Ш_ср=0,5(ш₁+ш_Z); з_аср=0,5(з_а1+з_aZ)К_з;

u_nср=0,5(u_n1+u_nZ)

где К_з=0,94ч0,98 - поправка на взаимодействие решеток в ступени;

17. Действительный напор проточной части компрессора

18. Число ступеней в компрессоре

где ;

К_ш=0,94ч0,98 - коэффициент, учитывающий отличие условий работы натурной ступени компрессора от модельной.

Число ступеней округляется до целого числа с последующим уточнением среднего действительного напора ступени;

19. Изоэнтропийный КПД проточной части компрессора



20. Частота вращения ротора компрессор

21. Потребляемая компрессором мощность

2.11 Характеристики многоступенчатых осевых компрессоров

Различают нормальные и универсальные характеристики компрессоров.

Нормальная характеристика представляет зависимости степени повышения давления р_к=р_к/р₀ и изоэнтропийного КПД з_ак компрессора от его подачи G, полученные при постоянных частотах вращения ротора n и неизменных параметрах на входе р₀,Т₀. Нормальные характеристики строят по результатам испытаний компрессора.

Для построения нормальных характеристик по опытным данным измеряют расход воздуха G, начальные и конечные параметры р₀, Т₀, р_к, Т_к и мощность, потребляемую компрессором N_eк . Измерения производят при постоянных частотах вращения ротора, изменяя подачу компрессора дроссельным клапаном.

Нормальная характеристика осевого компрессора показана на рис.2.7. Кривые изоэнтропийного КПД могут быть представлены или в виде отдельных зависимостей, как показано в верхней части рисунка, или нанесены на кривые напоров с последующим объединением плавной кривой точек с одинаковыми КПД. Линии А₁, А₂, А₃ - характеристики сети при различных степенях открытия дроссельного клапана.

Существенным недостатком нормальных характеристик компрессора является то, что они справедливые для тех параметров р₀, Т₀, которые были в момент испытаний. Этот недостаток устраняется при построении универсальных характеристик.

Под универсальными характеристиками понимают зависимости степени повышения давления р_к и изоэнтропийного КПД з_ак компрессора от расходного комплекса , построенных при постоянном отношении . Универсальная характеристика компрессора представлена на рис.2.8.

Расходный комплекс и отношение вытекают из равенства в подобных компрессорах определяющих критериев подобия - числа Маха М и коэффициента расхода ц.

Универсальные характеристики позволяют определить параметры компрессора при любых условиях его работы.



Список используемой литературы

1. Зайцев В.И., Грицай Л.Л., Моисеев А.А.. Судовые паровые и газовые турбины. - М.: Транспорт, 1981. - 312 с.

2. Кириллов И.И. Теория турбомашин. Л., Машиностроение, 1972. - 536 с.

3. Рис В.Ф.. Центробежные компрессорные машины. - 3-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение. Ленинградское отд-ние, 1981. - 351 с.

4. Турбокомпрессоры для поддува дизелей: Справочное пособие. Л.: Машиностроение, 1975. - 200 с.

Размещено на Allbest.ru