книги / Насосы, компрессоры, вентиляторы

Поскольку при работе в компрессоре создается механическое тре­ ние (например, в подшипниках) и газовое трение нерабочих поверх­ ностей дисков, работа на валу всегда больше внутренней. Это обстоя­ тельство учитывают механическим к. п. д. ступени

_ L

т)м— L%,

где т)м обычно равен 0 ,9 6 — 0 ,9 8 .

Утечки газа через уплотнения в центробежных компрессорах со­ ставляют не более 1,5% производительности. Поэтому их влияния при расчете мощности можно не учитывать.

Работа на валу компрессора будет:

U

(7 - 1 6 )

■Мм

Таким образом, вычислив La по уравнению (7-11), можно опреде­ лить LBпо выражению (7-16).

При весовой производительности компрессора G (кГ/сек) мощность

Изложенным методом определяют мощность на валу одноступенча­ того компрессора.

Мощность на валу многоступенчатого компрессора выражается как сумма мощностей на валу отдельных ступеней.

струйной теории и условиях подобия при широком использовании экспе­ риментальных данных по термодинамике и аэродинамике отдельных элементов ступени. Методы точного расчета сложны и выходят за рамки материала настоящей книги. Поэтому в последующем рассматривается метод ориентировочного расчета, дающий приближенное представление

огеометрических размерах ступени.

Воснову расчета ступени кладутся следующие параметры:

1)объемная Q (м3/сек) или весовая G (кГ/сек) производитель­ ность ступени;

2)начальное и конечное давления рi и р2 (кГ/м2) ;

3)начальная температура газа U (°С);

4)техническая характеристика газа:

R (кГм/кГ'°С); k = Cplcl; у (кГ/м3).

Число оборотов вала компрессора определяется типом приводного двигателя. Для привода компрессоров применяют асинхронные электро-

Размеры входного (нормального к оси) сечения рабочего колеса определяются с учетом конструктивного загромождения сечения валом и ступицей.

Форма рабочих лопастей устанавливается величинами углов Ры и р2л и способом построения средней линии лопасти. Здесь может быть

диффузоры применяют в стационарных компрессорах. Расчет такого диффузора заключается в определении его геометрических размеров и состояния газа на выходе.

В основу расчета может быть положено уравнение сохранения мо­ мента количества движения

rcu= const,

Последняя зависимость совместно с уравнением баланса энергии приводит к выражениям (7-9) и (7-10).

Ширину и радиальный размер диффузора можно определять по следующим выработанным практикой соотношениям:

bz — b ^ b ï ,

0 4 = - ( 1 , 6 + 1 , 8 ) 0 2.

Окружная составляющая скорости на выходе из диффузора опреде­ ляется по формуле

D.

(-tu — Сги Q ~•

Радиальная составляющая на выходе из диффузора

Так как объемный расход Q4 может быть определен только при известном удельном объеме газа в сечении 4 (см. рис. 7-1), то исполь­ зование последнего равенства связано с предварительным заданием Q4 и последующей (в конце расчета) проверкой его.

Угол выхода потока из безлопаточного диффузора

«4 = arctg -^-. t'4U

Повышение давления в диффузоре можно рассчитать по выраже­ нию (7-10), а повышение температуры— по уравнению (7-22), изменив в нем индексы «1» и «2» на «2» и «4».

основании практических данных:

63= 64= (1-М,2)&2;

1,Ш2;

£>4= (1,3-5-1,55)02.

Входной угол азл лопаток диффузора следует полагать примерно равным выходному углу а2 рабочего колеса.

Выходной угол сил обычно лежит в пределах 30—40°.

Число лопаток диффузора не должно быть равным и кратным чи­ слу лопаток рабочего колеса. В обычных конструкциях

1G4

2. Рисунок 7-8 показывает также, что характеристики давления компрессора при высоких числах оборотов и производительностях при­ ближаются к нормалям к оси абсцисс. Следовательно, при некоторых режимах нагрузки производительность компрессора сохраняется постоян­ ной при изменениях давления. Это объясняется тем, что при высоких п

и Q скорости в межлопаточных каналах первой ступени достигают кри­ тических значений и не могут быть повышены. Поэтому и производи­ тельность ограничивается некоторым предельным (критическим) значе­ нием соответственно вертикальному участку

характеристики.

3. На работу центробежных компрессо­ ров оказывают существенное влияние пуль­ сации давления и помпаж.

Причины возникновения пульсаций в проточной полости компрессоров: периоди­ ческий, быстро повторяющийся срыв вихрей с рабочих и направляющих лопастей; нестационарность скоростных полей перед решет­ ками рабочих и направляющих лопастей. Последнее обусловлено в основном пересе­ чением газовых струй кромками направляю­ щих и рабочих лопастей при их относитель­ ном движении.

Небольшие пульсации давления имеют­ ся при всех режимах работы центробежного компрессора. Однако при уменьшении про­ изводительности путем дросселирования они могут достигать недопустимой величины. Поэтому на характеристиках компрессоров иногда указывают границу пульсаций пере­ ход за которую в сторону меньших произво­ дительностей нежелателен.

Уменьшение производительности и пе­ реход границы пульсаций могут привести к помпажу компрессора. Это

недопустимо.

Граница помпажа указывается на характеристиках (см. рис. 7-8). Допустимая для использования часть характеристик давления и

к. п. д. располагается ниже границы помпажа.

При проведении расчетов и выборе центробежных компрессоров иногда применяют безразмерные характеристики [Л. 52].

Регулирование производительности центробежных компрессоров может достигаться всеми способами, указанными в § 3-12.

Регулирование изменением числа оборотов вала применяют лишь в случае привода компрессора от паровой или газовой турбины, до­ пускающей плавное изменение оборотов. При глубоком регулировании этот способ недостаточно экономичен.

При регулировании дросселем последний располагают на всасываю­ щем патрубке компрессора, что приводит к уменьшению приводной мощности и экономически целесообразно.

7-6. КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ

Центробежные компрессоры в большинстве случаев имеют несколь­ ко ступеней. При небольшой производительности они изготовляются секционными с разделением ступеней на отдельные секции с разъемом в плоскостях, нормальных к оси машины.

Компрессоры средней и высокой производительностей, как правило, изготовляются с разъемом корпуса в горизонтальной плоскости анало-

166

Промежуточные охладители могут располагаться и между груп­ пами ступеней, заключенных в одном корпусе.

На рис. 7-10 представлен продольный разрез второго корпуса ше­ стиколесного турбокомпрессора производительностью 9 000 мг)ч при дав­ лении 7 afro. Число оборотов составляет 10200 в минуту при мощно­ сти на валу 1 200 кет. Первый корпус этого компрессора имеет одно колесо с двусторонним подводом. Воздух, сжатый в первой ступени, проходит через трубчатый охладитель и поступает в приемный шту­ цер 1 второго корпуса, в котором размещены пять колес, составляю­ щих ступень конечного сжатия. Воздух проходит последовательно че-

Рис. 7-11. Доменный компрессор К-3250-41-2.

рез колесо 2 и диффузор и поступает в колесо 3. Затем, пройдя через прямой и обратный напрявляющие аппараты, он попадает в колесо 4, откуда направляется через промежуточный охладитель и канал в пя­ тую 5 и шестую 6 ступени. Основными элементами конструкции здесь являются: литой чугунный корпус 7, замыкающие крышки 8 н 9 кор­ пуса, несущие штуцера 1 и е н коробки подшипников (на рисунке не показаны).

Внутри корпуса располагаются диафрагмы, несущие лопасти об­ ратного направляющего аппарата.

Уравновешивание осевой силы достигается, с одной стороны, об­ ратным расположением пятой и шестой ступеней и, с другой — упор­ ным сегментным подшипником, находящимся между корпусами ком­ прессора.

Между ступенями располагаются гребенчатые уплотнения. Вал в крышках имеет графито-угольные уплотнения.

Колеса всех ступеней выполнены из стальных поковок; контур лопа­ стей осуществляется фрезерованием. Лопасти консольные, крепящиеся только на ступице; они не имеют ни основного, ни покровного диска.

168