6. Способ сжатия газа в турбокомпрессоре

На рис. 1.1. приведена классификация компрессорных машин динамического действия, а на рис. 1.2. – принципиальные схемы, показывающие характер движения газового потока в турбокомпрессорных машинах.

Рис. 1.1. Классификация компрессорных машин динамического действия

а) б) в) г)

Рис. 1.2. Принцип действия турбокомпрессоров: а) осевой компрессор (ОК); б) центробежный компрессор (ЦК); в) диагональный компрессор (ДК); г) вихревой компрессор (ВК)

В осевом компрессоре поток газа в меридиональной плоскости имеет осевое направление. В центробежном компрессоре – в основном радиальное (от центра к периферии) направление. В диагональном компрессоре – направление промежуточное между осевым и радиальным. В проточной части вихревого компрессора в радиальной плоскости поток газа имеет сложное вихревое движение, по ходу которого частицы газа неоднократно попадают в межлопаточные каналы и выходят из них.

Принцип действия турбокомпрессоров заключается в том, что в рабочем колесе к газу подводится энергия, которая идет на увеличение кинетической энергии (скорости) и потенциальной энергии (давление). При движении газа в неподвижных элементах компрессора его кинетическая энергия преобразуется в давление (газ тормозится).

Сформулируем основные преимущества и недостатки турбокомпрессоров по сравнению с компрессорами объемного принципа действия.

Достоинства турбокомпрессоров:

• Большая производительность.

• Невысокие массогабаритные показатели, обусловленные большой производительностью и непрерывностью подачи газа.

• Отсутствие возвратно–поступательно движущихся элементов конструкции упрощает эксплуатацию и снижает требования к фундаменту.

• Чистота сжимаемого газа (смазочное масло практически не попадает в проточную часть).

• Отсутствие пульсаций газа на выходе из компрессора (отсутствует необходимость в установке ресивера).

• Возможность непосредственного (без редуктора) соединения компрессора с мощным быстроходным приводом (газовой или паровой турбиной).

• Большие межремонтные сроки эксплуатации.

Недостатки турбокомпрессоров:

• Невысокая степень повышения давления π_к≤20-25; в одной ступени π≤1,5-2 (авиационные ступени π≤10-12).

• Трудность создания экономичных турбокомпрессоров,особенно осевых, имеющих малую производительность (G≤1 кг/с).

• Неустойчивая работа компрессора в области малых расходов (вращающийся срыв, помпаж).

7. Напор, коэффициенты напора ступени центробежного компрессора

При анализе течения в турбокомпрессорах и при проектировании удобно пользоваться не абсолютными значениями напоров, а их относительными величинами в виде коэффициентов напора, представляющих собой отношение напора к квадрату характерной окружной скорости:

, (5.6)

где h – напор или работа, отнесенная к 1 кг газа, [Дж/кг]; U_х – характерная окружная скорость, м/с.

В качестве характерной окружной скорости выбирается:

• для центробежных компрессоров – U₂(окружная скорость на внешнем диаметре колеса D₂);

• для осевых компрессоров – U_к (окружная скорость на диаметре концов лопаток D_к).

Общая формула (5.6) конкретизируется в зависимости от того, какой вид удельной работы будет стоять в числителе, например,

при →ψ_Т – коэффициент теоретического напора (коэффициент теоретической работыφ_U2 [10, 12], коэффициент циркуляции [2]);

при → ψ_i – коэффициент внутреннего напора (коэффициент мощности [12] );

при → ψ_п– коэффициент политропного напора (коэффициент полезной работы)

при → – коэффициент политропного напора по полным параметрам (коэффициент полезной работы по полным параметрам).

Уравнение (5.2) в безразмерном виде будет выглядеть

,

а коэффициенты политропного и внутреннего напоров связаны между собой через политропный КПД

.

Рассмотрим особенности определения коэффициентов напора для центробежных и осевых компрессоров.

а) Центробежный компрессор

Для ступеней центробежных компрессоров и если поток не имеет закрутки на входе в рабочее колесо, тогда

,

из треугольника скоростей (рис. 5.4) следует

, (5.7)

,

Обозначив - коэффициент расхода, получим

, (5.8)

из формулы (5.8) следует, что с увеличением угла β₂ (ctg β₂ уменьшается), коэффициентψ_Т увеличивается.

Рис. 5.4. К определению коэффициента теоретического напора для рабочего колеса центробежного компрессора

Поскольку уравнение Эйлера было получено для элементарной трубки тока, оно может быть применено для рабочего колеса, в котором линии тока имеют форму средней линии лопаток, теоретически это возможно, когда число лопаток бесконечно (z_л→∞). В этом случае геометрический угол установки лопатки β_л2 совпадает с углом выхода потока β₂ (β_л2=β₂) и выражение (5.8) можно записать

; (5.9)

б) Осевой компрессор

Для ступеней осевых компрессоров и почти всегда т.к. поток закручен предыдущим направляющим аппаратом. Кроме того, как указывалось ранее, и , поэтому коэффициент теоретического напора:

.

Схема решетки рабочего колеса и совмещенный треугольник скоростей приведены на рис. 5.5. Из треугольника скоростей следует, что , а также и , тогда

,

.

Обозначив - коэффициент расхода, получим

. (5.10)

Рис. 5.5. К определению коэффициента теоретического напора для рабочего колеса осевого компрессора

Из формулы (5.10) следует, что если увеличивать разницу , то будет увеличиваться разность и, как следствие ψ_Т . Таким образом, в рабочем колесе, имеющим сильно загнутые лопатки, создается больший напор (рис. 5.6).

а) б)

Рис. 5.6. Коэффициент теоретического напора в рабочем колесе схемы а) ниже, чем в рабочем колесе схемы б)