значение которого было выше, чем у радиальных лопаток. Сниженный коэффициент давления ф вызывает, конечно, необходимость увели чения числа ступеней. Это обстоятельство, однако, противопоста вляется значительному уменьшению шага ступеней и более простой конструкции отдельных ступеней, так что вес и размеры конструк ции значительно уменьшаются. Высокая всасывающая способность при осевом протекании позволяет давать большие расходы в одно-
Фиг. 347. Осевой компрессор с высокой реактивностью дисковой конструкции для реактивного двигателя.
поточной схеме. Область их применения ограничивается из-за кру того падения к. п. д. по обе стороны от оптимальной точки, а также резкого снижения напорной характеристики срыва подачи при не большом снижении расхода, хотя последний недостаток можно в зна чительной степени компенсировать установкой утилизационной тур бины (см. фиг. 357). Малые потери при переходе от ступени к ступени в осевых компрессорах играют большую роль, особенно если не тре буется промежуточного охлаждения.
Общая конструкция для случая радиального потока, как можно видеть, была разработана на основе контрукций водяных насосов. Наоборот, у многоступенчатых осевых компрессоров можно скорее отметить переход к конструкциям, типичным для паровых турбин. У обоих типов конструкций корпус всегда имеет разъем по горизон тальной средней плоскости, так что ротор можно вынуть вверх после снятия верхней части корпуса.
На фиг. 346—349 показаны типичные конструкции осевых ком прессоров, причем на фиг. 346, 348 и 349 показана установка
лопаток, как это давно используется у турбин, соответствующая реак ции 50% (фиг. 173, случай II) в то время как конструкция, изобра женная на фиг. 347, применима только при высоких степенях реак ции, поскольку каналы направляющих лопаток ограничены изнутри только кольцевым бандажом, и, следовательно, эффективно не уплот нены. Подобные направляющие лопатки не могут воспринимать какого-либо значительного перепада давления и должны прибли жаться к активным лопаткам постоянного давления, в которых осу ществляется только поворот потока без
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
уменьшения скорости. Конструкция, изо |
|
/ |
браженная на фиг. 349, естественно, менее |
|
|
прочна против центробежных сил по срав |
|
|
нению с другими конструкциями, у кото |
|
|
рых ротор выполнен в виде массивного |
|
|
барабана или выполнен в виде отдельных |
|
|
дисков. Но так как допустимая окружная |
|
|
скорость определяется наряду с прочно |
|
|
стью |
предельной степенью |
приближения |
|
|
к звуковой |
скорости, |
то |
использование |
|
|
высокой прочности |
предполагает наличие |
|
|
соответственно высокой |
закрутки |
потока |
|
|
на входе по вращению (8r< 1). |
VI; |
tb |
|
|
б) |
Ход |
расчета. |
Пусть |
дано |
|
|
Р], рп. Число оборотов заранее |
не |
за |
|
|
дается в противоположность водяным на |
|
|
сосам, |
поскольку в данном случае целе |
|
|
сообразнее исходить из допустимого пре |
|
|
дела |
окружной скорости с |
учетом |
проч |
|
|
ности |
материала или числа Маха, тем |
Фиг. 350. Рабочий |
процесс |
более, |
что |
непосредственное соединение |
трехступенчатого |
неохлаж |
с электродвигателем большей частью не |
даемого компрессора в TS- |
возможно из-за высоких потребных чисел |
диаграмме. |
|
оборотов. У осевых насосов очень важно учитывать степень приближения к звуковой скорости и число
оборотов проще всего получить, исходя из выбранного звукового коэффициента быстроходности S = g2n2V2/Aa3 соответственно раз делам 43 и 44.
Примерные значения адиабатического к. п. д. всего компрессора известны из опыта; внутренний к. п. д. составляет
=при -qffl = 0,95 -0,98
ирастет с увеличением размеров машины. Отсюда конечная точка Е кривой состояния на диаграмме TS (фиг. 350) определяется выра жением
6i = zi+(7^ или('п = 0 + (д%аУ('Пг)0бщ- |
(14. И) |
после того как адиабатическое приращение температуры |
/п — t1 |
или адиабатическая высота напора ktad = АЕ" |
вычислены |
по уравнению (1. 15) раздела 3 или отсчитаны по кривой на упо мянутой диаграмме. Высота напора для постоянных газов составляет
Я = -^-Д7вЭ; для воздуха Н = 103Д tad, для паров Я = 427ДгоЭ.
Теперь можно построить кривую состояния АЕ, потому что она практически представляет собой прямую, если принять неизменными к. п. д. ступеней. Первую ступень со стороны всасывания выполняют по возможности с большой пропускной способностью nq, чтобы получить следующие колеса с достаточной пропускной способностью при хорошем к. п. д., без чрезмерного сужения каналов или боль шого уменьшения диаметра колеса (колеса предельной производи тельности). Дорогие в производстве и требующие много места ступени центробежных компрессоров должны быть одновременно выпол нены с возможно большей высотой напора. Кроме того, с целью огра ничения числа ступеней, применяются только тихоходные центро бежные колеса, так что лопатки, как правило, имеют одинарную кривизну. У осевых колес целесообразно выбирать возможно боль шее отношение радиусов га: г^в связи с чем получаются явно выра женные быстроходные колеса, поскольку это допустимо, учитывая необходимость получения достаточно высокого коэффициента давле ния.
Решение о необходимости многоступенчатой схемы зависит от высоты напора, достигаемой в первой ступени, которую можно доста точно надежно определить с помощью коэффициента давления ф
из равенства ДЯ = , выбрав в случае центробежных компрес
соров окружную скорость и2, исходя из условий прочности; при применении безлопаточного направляющего аппарата коэффициент давления выбирается приблизительно равным 1, а при применении выходных направляющих лопаток ф = 1,1 -ч- 1,2. Тем самым опре деляется также число оборотов центробежного компрессора, потому что тихоходные формы колес стремятся выполнять с отношением диаметров D2 : Ds > 2, как это было сделано в числовом примере
раздела 50, II.
У осевых компрессоров коэффициент давления (отнесенный к ок ружной скорости) зависит от отношения радиусов ra : ту и от не вы бранной еще окончательно величины закрутки на входе, как это можно видеть из числового примера, который был приведен в раз деле 43. Кроме того, допустимая окружная скорость ограничивается допустимой степенью приближения к скорости звука и еще в большей степени зависит от входной закрутки. По этим соображениям пра вильно рассчитать сперва первую ступень, как это было изложено в разделе 43, а затем выбирать высоту напора ступени и число
оборотов.
1) Случай постоянной высоты напора на сту
пень ДЯ (фиг. 344 и 346).
Чтобы обойтись минимально возможным числом ступеней, часто пытаются сохранить неизменным диаметр ступеней, что при оди наковых углах лопаток дает также одинаковые значения высоты
напора ДЯ на ступень. Суммарная высота напора |
разделяется |
в этом случае по отдельным ступеням соответственно |
= iAH = |
— р-Я, причем коэффициент у может быть ориентировочно оценен в начале расчета, или, что удобнее всего, определен по диаграмме на фиг. 343; можно использовать также диаграмму TS, начер ченную в большом масштабе, причем линия АЕ разделяется на такое число одинаковых частей, которое соответствует ориентировочно выбранному значению высоты напора на ступень ДЯ (см. фиг. 350). После выбора числа ступеней окончательно определяется Д Я = р-ЯЯ
После этого рассчитывается первая ступень для центробежного колеса аналогично числовому примеру в разделе 50, II и для осевого колеса — согласно разделу 60—65, аналогично числовому примеру в разделе 115А; при этом определяется также и число оборотов.
Если число оборотов было заранее задано, то высота напора на ступени ДЯ обусловливается выбранной формой колеса. В этом случае выбирается удельное число оборотов nq и вычисляют в ка
честве |
первого |
приближения |
высоту напора на ступень ДЯ = |
|
_ 4 |
потому что п |
А |
= (— ]/ V} , |
— п \'V^H 4. Это значение должно, |
\ ^<7 |
/ |
4 |
|
естественно, соответствовать окружной скорости, лежащей ниже допустимого максимального предела; в противном случае необхо димо снизить быстроходность. Кроме того, выбранное значение должно быть увязано с допустимым числом ступеней. Потоку на входе часто придается та или иная закрутка.
У последующих ступеней необходимо учитывать уменьшение протекающего объема. Если угол и диаметр колеса сохраняются,
то ширина центробежного колеса |
изменяется следующим образом: |
: &)2: &)3 = (62)х: *( |
2)2: (62)3 = К,: V2: V3, |
(14. 12) |
причем индексы у скобок означают номера ступеней. При расчете осевого колеса в уравнение (14. 12) вместо ширины b вводится площадь осевого потока " (г%—Я). Здесь можно оставить одина
ковым либо г;, как на фиг. 346 и 349, либо га, как на фиг. 347 и 348; можно выбрать какое-либо другое подходящее очертание внутрен него или наружного ограничения проточной части и в зависимости от этого определить второе ограничение.
В уравнении (14. 12) можно объемную подачу V заменить удель ным объемом только тогда, когда весовой расход G одинаков на всех ступенях, т. е. когда можно пренебречь изменениями потерь через зазоры. Это условие удовлетворяется с достаточным приближением у центробежных компрессоров. У осевых компрессоров должно быть учтено увеличение потерь через зазор, как это видно в примере, описанном в разделе 115 б, п. 2.
Решающие входные условия создаются во всасывающем патрубке рабочего колеса. Следовательно, необходимо учесть снижение давле ния на входе, т. е. переход от Vg к Vo (см. раздел 43). Но так как в расчет принимается согласно выражению (14. 12) только соот
ношение объемных подач, а не абсолютное значение V и |
первая |
35 Пфлейдерер 650 |
545 |
ступень рассчитывается с учетом расширения потока на входе, то вполне допустимо оценивать отношение значений V или v, исходя из полного давления (давления торможения). Отсюда отпадает необходимость пересчитывать давления и температуры на статические параметры, т. е. можно просто сохранить кривую состояния на фиг. 350 и не учитывать расширения потока во всасывающем патрубке в точках А, В и т. д.
Удельный |
объем |
v определяется для паров по диаграмме TS |
в точках А, |
В, С, |
которые делят отрезок АЕ на равные части. |
Для двухатомных газов удельный объем удобно рассчитать по задан ным температуре и давлению следующим образом. На n-й ступени
входная температура равняется
Tn = Tn_l^Stirnyn = T^1 + ^‘L, (14.13)
Фиг. 351. Очер тания колес сту пеней одинако вого диаметра.
Далее отношение давлений хп = p„+i; [р, согласно
уравнению (1. |
15а) раздела |
3] |
|
|
Хя= (Z!!±L]X |
‘ = |
|
х |
(14.13а) |
|
|
\ |
* |
п / |
L |
* п |
J |
|
/А/ ч |
|
= |
ЬН |
|
|
|
при (btae)cmyn |
|
|
|
|
Следовательно, |
давление на выходе |
ступени |
составляет рп+1 = хпрп и |
удельный |
объем |
t>„+l = |
= Тг'- |
ПРИ Тпн =Тп+ (М)ступ. |
|
|
Выражение (14. 13) показывает, что отношение давлений умень шается от ступени к ступени, поскольку температура Тп повышается.
Наружные очертания центробежных колес получаются в случае прямолинейного очертания наружных дисков, как показано на фиг. 351. Для упрощения производства покрывного диска (изго товление штамповкой дисков и лопаток) часто применяется один и тот же средний наклон также Для всех ступеней, для чего диск средней ступени смещается вправо и влево параллельно самому себе настолько, чтобы приблизительно сохранялись расчетные значения ширины входа (на фигуре показано пунктиром). Как правило, не могут вызывать сомнений возникающие при этом небольшие изме нения ширины выхода по сравнению с расчетными значениями также и в случае применения выходных направляющих лопаток, учитывая их слабую чувствительность к измерению ширины входа.
Для осевых колес сохраняется тот же профиль закрученных лопаток на одинаковых радиусах, несмотря на уменьшение ширины проточной части (радиальной длины лопатки).
В изложенном выше расчете предполагался неизменным к. п. д. ступени. Хотя каналы сужаются вдоль по течению, но кинемати ческая вязкость становится меньше с увеличением давления, несмотря на рост температуры, так что число Рейнольдса изменяется очень
мало. Существенно, что вследствие увеличения температуры возра стает скорость звука, следовательно, уменьшается число Маха. Этому благоприятному влиянию противостоит возрастание трения колеса и потерь в зазоре, так что к. и. д. ступени большей частью уменьшается от первых ступеней к последним.
При расчете осевых компрессоров возникает вопрос, распре деляются ли составляющие скорости ст по радиальной длине лопатки на последующих ступенях так же, как предполагалось в расчете,, следовательно, как и на первой ступени. Первоначально предпола галось, что распределение с,„ не одинаково на последующих ступе нях, что течение все больше вытесняется к центру и по обеим краевым зонам образуются 1 мертвые пространства, причем эти краевые зоны становятся тем шире, чем больше ступеней 1414]. Согласно более новым исследованиям [415], можно, однако, предположить, что такое влияние количества ступеней имеет место только тогда, когда при меняется большая кривизна профиля лопаток, которая достигает или даже превышает значения, указанные на фиг. 175. Если приме няется умеренная кривизна, к чему стремятся по другим сообра жениям, то, как показывает опыт, распределение скорости ст полу чается даже очень устойчивым благодаря тому, что при прохожде нии через первую ступень сильно ослабляется искусственное нару шение поля скоростей, искусственно создаваемое перед этой сту пенью. Пример расчета многоступенчатого осевого компрессора можно найти в разделе 115.
2) Уменьшение высоты напора на ступени по длине проточной части. При высоких степенях сжатия часто в расчете учитывается уменьшение объема тем, что диаметр колес уменьшается от ступени к ступени. Это может оказаться целесообра зным, в особенности у центробежных компрессоров, поскольку уже первая ступень является тихоходной. На фиг. 352 показан подобный компрессор с тремя ступенями с различными диаметрами колес в общем корпусе с приводной воздушной турбиной (взято из работы 1418]).
Расчет целесообразно начать с первой ступени, как изложено выше. Изменение диаметра можно выбрать таким, чтобы либо сохра нить определенное отношение ширины к диаметру b2/D2, либо лучше уменьшать его по мере роста давления. Некоторое уменьшение b2/D2 оправдывается не только необходимостью уменьшения числа сту пеней, но также уменьшением числа Маха и снижением кинемати ческой вязкости вдоль проточной части. Тогда диаметр отдельной ступени определяется из выражения (14. 4) (у осевых компрессоров диаметр относится к середине длины лопаток), а именно
1 За счет накапливания пограничного слоя. Прим. ред.
Далее, в зависимости от ранее рассчитанной первой ступени
выбираются |
и |
-j~ . Если колеса делаются геометрически подоб |
ными. то согласно |
выражению (14. 14) диаметр колеса изменяется |
|
з |
_ |
пропорционально \ v, а высота напора ступени ДЯ — пропор ционально D% или и’Д.
Если b2ID2 уменьшается от ступени кступени, но c2tn оставляется неизменным, то целесообразно сохранить выходной угол {32, чтобы
Фиг. 352. Трехступенчатый центробежный компрессор с осевой тур биной горячего воздуха в одном корпусе с двумя подшипниками.
оставался подобным треугольник скоростей на выходе. Тогда ДЯ =Dz (у осевых компрессоров в этом случае остается также подобным треугольник скоростей на входе; лопатка сохранит геометрическое подобие с лопаткой первой ступени с той разницей, что она укора чивается сверху и снизу). У центробежных компрессоров лопатки также остаются геометрически подобными, если можно сохранить отношение диаметров, а ширина лопатки во всех ступенях изменяется
втом же отношении.
Ввыражении (14. 14) v представляет удельный объем на выходе
из колеса. При высоте напора на ступень ниже 2500 :л можно при нять за v также удельный объем на входе в ступень, тем более что надежность расчета вследствие этого повышается. Если предпочи тают расчетом определить удельный объем и, вместо определения по диаграммам TS, то целесообразно использовать в данном
случае уравнения, которые были выведены в разделе 46, п. в. Тогда для любого участка, обозначенного индексом п,
(14. 15)
где
(14. 16)
, _ Нin — (— <-’[) / 2g
(14. 17)
427ср
Здесь индекс I относится к всасывающему патрубку компрессора,
индекс п — к месту, |
где определяется |
объем. Следовательно Д/л |
обозначает |
приращение температуры |
в |
рассматриваемом |
сечении; |
а |
именно |
Тп — 7\; |
ст—скорость |
в |
рассматриваемом |
сечении; |
т(;„ |
— внутренний общий к. п. д. рассчитанной части компрессора, |
который по длине проточной части уменьшается, согласно равенству
|
|
|
тПп = -у |
|
(14.18) |
причем |
берется по |
диаграмме у. |
в соответствии с |
отношением |
|
|
|
п |
|
|
давления |
рп/р,; |
Н1п ~ I Д/Л представляет общую |
внутреннюю |
работу на |
1 кг |
ранее |
рассмотренных |
ступеней. |
|
Этот ход расчета не более затруднителен, чем применение урав нений (14. 13) и (14. 13а), но он более гибок, т. к. позволяет учесть все особенности конструкции и дает возможность расчета удельного объема в любом месте воздушного тракта, и в частности в зазор между рабочим колесом и направляющим аппаратом, когда ориен
тировочно оценена высота напора |
Д//, рассматриваемой ступени |
и в качестве величины скорости сп |
вводится скорость |
в рассматри |
ваемом сечении. |
|
|
|
112. |
РАЗЛИЧНЫЕ СПОСОБЫ ОХЛАЖДЕНИЯ |
|
Принимая во |
внимание изложенные в разделе 3 |
соображения |
о влиянии охлаждения, видно, что последнее необходимо применять при высоких степенях сжатия. При этом следует обратить особое внимание на уравнение (1. 10), согласно которому общая подведен ная работа равна приращению теплосодержания перемещаемого газа и охлаждающей воды. Необходимые поверхности охлаждения могут быть расположены в следующих местах.
1. В корпусе вдоль неподвижных направляющих каналов для воздуха, т. е. прямых и обратных направляющих каналов, так назы
ваемое |
внутреннее или корпусное охлаждение. |
2. В |
особых промежуточных охладителях, для чего делается |
отвод воздуха из корпуса после прохождения через некоторое коли--
чество неохлаждаемых ступеней и пропускается через охладитель, у которого поверхности охлаждения образуются из системы труб (аналогично поверхностному конденсатору паровых турбин). Эта система труб должна тогда изготовляться из нержавеющего мате риала (большей частью из латуни или оцинкованной стали) из-за выпадения воды из воздуха. Воздух из охладителя подводится
кпоследующей ступени. Этот вид охлаждения называют внешним.
3.Одновременно в корпусе и промежуточном охладителе. Это
конструктивное выполнение сочетает в себе первые два способа
Фиг. 353. Турбокомпрессор с внутренним охлаждением:
1 — обратный клапан; 2 — крышка на напорной стороне; 3 — крышка на всасывающей стороне; 4 — вывод для тахометра.
и соответствует обычно применяемой конструкции у поршневых компрессоров, где охлаждают рубашку и крышку цилиндров, а также устанавливаются охладители между отдельными ступенями — так называемое смешанное внутреннее и внешнее охлаждение.
При внутреннем охлаждении (фиг. 353, 354, 355, 356) в стенках прямых и обратных направляющих аппаратов предусматривают полые пространства, через которые пропускается охлаждающая вода. Охлаждающие поверхности, соприкасающиеся с воздухом, состоят, следовательно, из пустотелых стенок воздушного тракта, к которым еще присоединяются сплошные стенки прямых и обратных напра вляющих лопаток, потому что они теплопроводно соединены с охла ждающими полостями (однако от прямых направляющих лопаток часто отказываются по соображениям, изложенным в разделах
72 и 75).
