5.3 Мощность и кпд компрессора

Точный расчет работы цикла компрессора производит­ся по уравнениям термодинамики реальных газов.

Расчет компрессоров с конечным давлением сжатия до 10 МПа по уравнениям термодинамики идеального газа дает результаты, близкие к действительным.

При высоких давлениях, применяющихся, например, при синтезе химических продуктов, учет свойств реальных га­зов при расчете компрессора совершенно необходим.

Вычисляя работу, затрачиваемую на валу компрессора, можно пренебрегать влиянием мертвого пространства. Последнее не оказывает заметного влияния на потребле­ние энергии компрессором, потому что работа, затрачива­емая на сжатие газа в объеме мертвого пространства, в значительной мере возвращается на вал в процессе рас­ширения.

Для вычисления мощности компрессора воспользуемся относительным изотермическим КПД

;

откуда получим

(5.4)

Для поршневых компрессоров различных конструкций

0,80÷0,93.

Изотермический КПД зависит от интенсивности охлаждения компрессора и лежит в пределах 0,65÷0,85.

5.4 Влияние формы лопаток на рабочие параметры компрессоров.

С помощью уравнения Эйлера, записанного для более общего случая (центробежный нагнетатель), можно показать влияние формы лопаток и угла лопатки на выходе ( на показатели на­гнетателя).

Конструктивное многообразие проточной части центробежных нагнетателей практически сводится к трем типам рабочих колес (рис. 5.6):

компрессорные, с углом <90° (загнутые назад);

вентиляторные, с углом >90° (загнутые вперед);

авиационного типа, с углом =90° (радиальные).

Преобразуя выражение (3.5) введением коэффициента закрутки потока (его называют также коэффициентом напора) и полагая , т.е. получаем:

. (5.5)

Тогда для трех рассматриваемых типов рабочих колес, исходя из соотношений, получаемых из треугольников скоростей, име­ем: при <90° <1; при >90° >1 и при =90° =1. Полагая при этом равенство скоростей на входе в колесо для всех трех типов рабочих колес, а также одинаковые во всех случаях скорости и₂, констатируем, что ступень с <90° имеет меньший =90° и =1 средний, а >90° - больший напор в соответствии с коэффициентами .

Рис. 5.6. Различные формы лопаток рабочего колеса нагнетателя

Оценивая физические процессы, происходящие в ступени на­гнетателя, можно установить и потери в этих типах рабочих ко­лес.

Повышение давления рабочего тела в рабочем колесе центро­бежного нагнетателя происходит в основном за счет действия центробежных сил , поскольку диффузорность меж­лопаточных каналов невелика, особенно для <90°.

Преобразование кинетической энергии происходит в диффузоре и частично в обратном направляющем аппарате, эф­фективность которых по сравнению с рабочим колесом значи­тельно ниже. Из этого следует, что при больших скоростях с₂ сле­дует ожидать и больших гидравлических потерь в диффузоре, а следовательно, и снижения КПД нагнетателя в целом.

Для оценки роли статического напора в полном напоре и влия­ния на него угла используем коэффициент реактивности ра­бочего колеса

(5.6)

но

а

следовательно,

. (5.7)

Разница между радиальными составляющими абсолютных ско­ростей потока обычно невелика, поэтому из (5.7) с уче­том ,можно записать

. (5.8)

Радиальная составляющая выходной скорости определяет производительность колеса и ступени. Из выражения (5.7) видно, что при заданных производительности и скорости вращения коэффициент реактивности возрастает с уменьшением угла . Лопатки, загнутые вперед ( >90°), имеют небольшую реактивность, создают в соответствии с формулой (5.7) большую скорость с₂ на выходе из рабочего колеса, т.е. в основном преобразуют полученную потоком энергию в скоростной напор. Для преобразования скоростного напора в статичес­кий нагнетатель с такими лопатками должен иметь развитые диффузорные устройства, которые обладают низким КПД в срав­нении с каналами рабочего колеса.

Поэтому чем выше и ниже коэффициент реактивности на­гнетателя, тем обычно ниже его КПД.

Рабочие колеса с лопатками, загнутыми вперед, применяются в ступенях вентиляторов низкого и среднего давлений, где не­обходима большая производительность, а статический напор играет меньшую роль.

Для высоконапорных нагнетателей (компрессоры) выгоднее применять рабочие колеса с лопатками, загнутыми назад, такие колеса создают наибольший статический напор.

Ступени с радиальным выходом потока ( =90°) при приня­тых условиях сравнения имеют средние показатели как по развиваемому давлению, так и по КПД. В проточной час­ти такого типа может иметь место даже и дополнительное сни­жение КПД, связанное с большой диффузорностью межлопаточ­ного канала при радиальном выходе газа.

Однако форма осерадиального рабочего колеса более слож­на по конструкции из-за пространственного характера как самой решетки лопаток, так и структуры потока, и имеет преимущество по сравнению со ступенями обоих сравниваемых предыдущих типов в том отношении, что из-за отсутствия у лопаток изгибных напряжений максимально допустимые скорости и₂ для таких рабочих колес могут быть приняты значительно выше м/с, чем для колес с <90° и >90°.