книги из ГПНТБ / Пфлейдерер, Карл. Лопаточные машины для жидкостей и газов водяные насосы, вентиляторы, турбовоздуходувки, турбокомпрессоры

Фиг. 340. Шлаковый насос:

/, 2 и 3 — защитные (от износа) стенки: 4 — выпуск воздуха: 5,6 — подача промы­ вочной воды; 7 — подача уплотнительной воды для сальников; 8 — уплотнительная втулка; 9 — крышка для очистки; 10 и // — лопатки (ребра) на наружной стороне покрывных дисков.

Фиг. 341. Керамический кислотный насос:

1 — напорный патрубок; 2 — всасывающий патрубок.

ГЛАВА XIV

МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ

При умеренном сжатии газа способ расчета машины аналогичен расчету водяных насосов, но при высоких степенях сжатия, которое в особенности достигается при многоступенчатой конструкции, необ­ ходимо принять во внимание ряд новых моментов. Поэтому расчет многоступенчатых компрессоров излагается в этой отдельной главе.

ПО. ВЛИЯНИЕ ТЕПЛОТЫ ТРЕНИЯ (СРАВНЕНИЕ К- П. Д. ПРИ ПОДАЧЕ ГАЗА И ВОДЫ)

а) Влиянйе нагрева газа из-за теплоты трения. Диаграмма ц.

Как уже сообщалось в разделе 6, внутренние потери вызываются нагревом газов и тем самым увеличивают работу на чистое сжатие; процесс сжатия с подогревом противоположен процессу с охлажде­ нием, при котором наблюдается уменьшение потребляемой работы. Это влияние становится особенно заметным при высокой степени сжатия.

Рассмотрим в диаграмме Pv работу адиабатического сжатия на последовательных ступенях неохлаждаемого компрессора (пло-.

щадки AB'DG, BCJD и т. д. на фиг. 342); можно видеть, что их сумма больше работы адиабатического сжатия Н на 1 кг (площадь AE"FG) на величину работы, которая характеризуется заштри­ хованным участком при заданной степени сжатия (суммарном отно­ шении давления) компрессора; адиабату при этом необходимо отнести к данному начальному состоянию, т. е. к точке А для всего компрес­ сора и промежуточным состояниям В, С на отдельных ступенях, которые лежат справа, от адиабаты АЕ'. Следовательно, имеем

где р учитывает увеличение работы адиабатического сжатия, обус­ ловленное теплотой трения и, следовательно, больше единицы. Увеличение работы на чистое сжатие из-за теплоты трения видно

при горизонтальном смещении, изгибаются вверх так, что одними и теми же изобарами отрезаются все большие отрезки от вертикали, отклоняемой вправо.

533

«Коэффициент дополнительной работы» можно выразить следую­ щим образом на основании диаграммы Pv.

Рплощадь AE"FG

Сдругой стороны, суммарная внутренняя работа равняется про­ стой сумме внутренней работы ступеней, т. е. Ht =

Приращение общей работы адиабатического сжатия из-за теп­ лоты трения на предыдущих ступенях влечет за собой существенное последствие, состоящее в том, что внутренний к. п. д. всего компрес­ сора ухудшается по сравнению с средним к. п. д. отдельных ступеней.

к. п. д. т1й. «Коэффициент дополнительной работы» ji согласно выра­ жению (14. 2) тем больше, чем ниже к. п. д., чем выше ожидаемая степень сжатия и больше число ступеней. Отсюда понятно, почему общий к. п. д. ухудшается с увеличением степени сжатия. Как видно на фиг. 342, теплота трения увеличивает адиабатическую работу сжатия ДЛ/ ступени. Так как эта величина кладется в основу расчета компрессора, то при более высокой степени сжатия неохлаждаемого компрессора необходимо учитывать «коэффициент дополнительной работы» Р-, что учитывается также и при расчете паровых турбин, но с противоположным знаком. Для облегчения расчета значения названного коэффициента приводятся для двухатомных газов, т. е. при х = cp/cv =1,4, в виде диаграммы [409] (формулы, необхо­ димые для построения диаграмм, приведены в 3-м издании настоящей книги); названная диаграмма изображена на фиг. 343; о ее построе­ нии необходимо сделать следующие пояснения. Чем больше сту­ пеней применяется для создания требуемой высоты напора, тем меньше незаштрихованные участки на фиг. 342, например, ВСС

534

и тем больше значение коэффициента р- в соответствии с выраже­ нием (14. 1). Диаграмма строилась из предположения бесконечно большого числа ступеней. В этом случае на фиг. 342 исчезают тре-

Фиг. 343. Диаграмма коэффициента р дополнительной затраты работы и показателя степени п при различных отношениях давлений Р\\!Р\. Чис­ ловой пример в тексте. В тексте повсюду индекс е заменен на I, индекс а — на II:

1 — политропа; 2 — адиабата.

угольные площадки вдоль адиабаты и, следовательно, получаем

площадь AEFG _ Hmt

(И.6)

площадь AE"FG ~ Н

По этому значению коэффициента дополнительной работы у. определяется значение, соответствующее действительному числу ступеней с помощью отношения

(14.7)

(Iх ступ

535

где (^)mj„ представляет значение р», соответствующее отдельной ступени. При этом исходили из предположения, что отдельные ступени вновь разделены на бесконечно большое число ступеней, к. п. д. которых определяется из уравнения (1. 38) или (14. 9а),

так как = (Ц;)^.

Рассматриваемая диаграмма состоит как из линий одинакового показателя п кривой состояния политропического сжатия, так и из линий одинакового внутреннего общего к. Р. д. т1; ОЙ1Ц неохлаждаемого компрессора, причем значения «коэффициента дополнительной работы» [1 нанесены по ординате (в логарифмическом масштабе), а отношение давления pulpi — по абсциссе. Оба семейства кривых различаются, потому что вдоль линий одинаковых п, следовательно, вдоль одинаковой политропы, общий к. п. д. т|;овщ уменьшается с ростом отношения давления. Особое значение этой диаграммы со­ стоит в том, что она позволяет одновременно определить степень h, которая соответствует выбранному общему к. п. д. TiZoffu( и данному отношению давления Рп//7!- Это значительно облегчает работу, когда для изучения компрессоров используется показатель степени полит­ ропического сжатия. Для полноты на диаграмме нанесены также линии одинакового отношения температур

Ниже горизонтальной оси дано это отношение для адиабаты, т. е. п — х = 1,4, следовательно 7’ц/7'1. Вычислено также значение

по логарифмической шкале, расположенной ниже абсциссы, можно определить значение 1,246. По ординате, соответствующей этому значению, в точке пересечения с линией уже известного показателя степени п = 1,63 отсчитывается значение (p-„)c,„J,n = 1,0112 и отсюда получаем р = 1,06/1,0112 = 1,048. Средний к. п. д. ступени опре­ деляется также по кривой (р;)оби (по последней найденной точке пересечения) которая равняется (т1;)стуЛ = 0,737. Тем самым не­ трудно также проверить правильность определения с помощью соот­

536

как к. п. д. при постоянном объеме перемещаемой среды, т. е. к. п. д. при подаче воды (жидкости) при предположении одинаковых треуголь­ ников скоростей и одинакового числа Рейнольдса. Приведенные выше выражения позволяют поэтому сделать важные заключения о к. п. д. при подаче сжатого газа по сравнению с подачей воды. Из выра­

Отсюда видно, что к. п. д. неохлаждаемого компрессора полу­ чается тем ниже по сравнению с к. п. д. при подаче воды, чем выше степень сжатия. Кроме того, можно установить, что количество ступеней не оказывает влияния на общий к. п. д., поскольку имеется в виду нагрев из-за теплоты трения. Следовательно, многоступенчатый компрессор может быть равноценным одноступенчатому. Он является точно одинаковым, когда одинаков показатель политропы. Очевидно ^i)eoda = В соответствии с уравнением (1. 38) можно вы­ числить также сравнительную величину (щ/)в0ао из равенства (когда известно п)

(14.9а)

Ухудшение к. п. д. у компрессоров по сравнению с водяными насосами вполне совпадает с опытными данными. Однако действи­ тельная разница между обоими к. п. д. больше, чем это дает выра­ жение (14. 9), потому что в этом выражении не учитывается даль­ нейшее ухудшение к. п. д. вследствие сужения каналов на послед­ них ступенях и связанное с этим изменение объема и, кроме того,' не учитывается увеличение влияния зазоров и трения колеса. Это ухудшение во многих случаях компенсируется, когда приближаются

кверхнему пределу числа Маха, потому что скорость звука растет

сувеличением температуры газа и, следовательно, Ма на верхних ступенях меньше, чем на низших при равенстве скоростей газа. Если числа Рейнольдса не равны, то это обстоятельство может быть учтено уравнением (4. 32) раздела 32. Ввиду того что здесь речь идет о неохлаждаемом компрессоре, то ("П;)га, представляет внутренний адиаба­ тический к. п. д. (см. раздел 5).

Выражение (14. 9) применимо соответственно также к гидравли­ ческому к. п. д. -t\h, так что коэффициент давления р в уравнении

(3. 61) раздела 25 уменьшается с ростом давления нагнетания. При прочих равных условиях как т,л, так и <р становится тем меньше, чем больше Н или чем больше АН для отдельной ступени.

Об изменении к. п. д. при отклонении от расчетного числа обо­ ротов или от начальной температуры, положенной в основу расчета, см. раздел 116 п. б, в и 117.

У охлаждаемых компрессоров рассмотренное выше влияние теп­ лоты трения становится тем слабее, чем интенсивнее охлаждение,

537

но полностью оно исключается только при достижении изотерми­ ческого сжатия. Вследствие неполноты охлаждения всегда наблю­ дается непрерывное ухудшение к. п. д. с ростом степени сжатия. Изотермический к. п. д., отнесенный к валу многоступенчатого компрессора с радиальными колесами, можно приблизительно считать равным

(14-10)

~ Ти­

гле ц8о3а вновь означает к. п. д. при подаче несжимаемой жидкости, например, воды; он увеличивается с увеличением размеров машины. При обычном для подачи сжатого воздуха отношении давлений

и больше, чем это можно было бы предположить на основании пра­ вил, изложенных в разделе 32а. Влияет, оказывается, не только число Рейнольдса, но и упрощение конструкции с уменьшением раз­ меров машин, а также отклонение от подобия. У осевых компрес­ соров большой мощности удается получить в оптимальной точке более высокий к. п. д.

111. МНОГОСТУПЕНЧАТЫЙ НЕОХЛАЖДАЕМЫЙ КОМПРЕССОР

Охлаждение можно не применять при умеренной степени сжатия примерно до 3, а у нагнетателей для наддува авиамоторов и ком­ прессоров для газовых турбин — до 5.

а) Конструкция. Решение о выборе одноступенчатой или много­ ступенчатой конструкции лучше всего принимать, исходя из коэф­ фициента давления ф (который можно определить для центробеж­ ных колес по кривой на фиг. 105), после того как была выбрана допу­

538

пенью, будет равняться А// — ф«2 . Для уменьшения потребного

числа ступеней многоступенчатых компрессоров предпочитают при­ менять высокие коэффициенты давления <р. Поэтому в них еще не­ сколько лет тому назад были распространены только центробежные колеса. На фиг. 344 и 345 показаны две различные конструкции 1.

Фиг. 344. Семиступенчатый неохлаждаемый компрессор для пара с начальной температурой 25,5° (тепловой насос). Производительность 15 000 кг/час при

п= 1480/5350 об/мин. Три средние ступени не показаны.

Впоследнее время все более широко применяют осевые конструк­ ции (фиг. 346).

Исследованиями, которые производил уже 50 лет тому назад Парсон [4121, в особенности после того, как был накоплен доста­ точный опыт создания сравнительно более трудно выполнимых осе­

вых лопаток (см. главу 8), и был достигнут к. п. д., оптимальное

1 См. также современную литературу по радиальным компрессорам, в особен­ ности работу Клюге «Центробежные воздуходувки и компрессоры» [411].

539

Фиг. 345. Двухступенчатая доменная воздуходувка с про­ изводительностью 45 000 до 60 000 м3/час при степени сжатия 2,2—2,5.

Фиг. 346. Осевая тринадцатиступенчатая воздуходувка.

540