книги / Насосы, компрессоры, вентиляторы

ния вращающихся моделей. Этот метод испытания служит главным средством проверки и совершенствования ступеней осевых компрессо­ ров. Примерами результатов таких экспериментов служат графики, представленные на рис. 10-9 и 10-10.

На рис. 10-9 представлены в качестве примера кривые изменения к. п. д. ступени с р=1 в зависимости от коэффициента расхода и окруж­ ной скорости.

Лопатки экспериментальной ступени имели высоту 0,25du.

На рис. 10-10 для той же ступени показаны зависимости коэффи­

циента напора ф — ц2у9^~от коэффициента расхода и окружной скорости.

Характерно резкое снижение к. п. д. и напора ступени при боль­ ших окружных скоростях и фн>0,55.

Значительное влияние на к. п. д. и напор ступени оказывают зазо­ ры в проточной части компрессоров.

При радиальных зазорах, меньших 0,5% длины лопатки, влияние зазора пренебрежимо мало. С увеличением радиального зазора на 1%

Во всасывающем патрубке скорость и давление изменяются и при входе в направляющий аппарат (точка 0') устанавливаются парамет­ ры р'о, Т о и с'0.

Далее во входном направляющем аппарате давление понижается до рм и температура .получает значение Тп . С этими параметрами и ско­ ростью С\\ газ поступает в ступени компрессора, которые последователь­ но повышают его давление и температуру до ръг и Г32 за направляю­ щим аппаратом последней ступени (точка 3z). Со скоростью с32 газ по­

ступает в выходной спрямляющий аппарат и диффузор. В этом аппара- 9

гию давления. В результате на выходе в напорный патрубок (точка 2с) параметры потока будут р2су Т2с, с2с. На выходе из напорного патрубка компрессора параметры потока будут рк, Тк, ск (точка К).

Для компрессора в целом фактическая степень сжатия будет опре­ деляться отношением давлений:

Полная работа, затрачиваемая в компрессоре, определяется его

где rjM— механический к. п. д.;

т)ут — коэффициент, учитывающий утечки газа через концевые уплот­

входных и выходных устройств компрессора). График этого процесса дан на рис. 10-12.

Изоэнтропная работа сжатия газа в ступенях компрессора

Обычные значения

V CT/S= 0,84 + 0,92; ц *CTis=0,86 ч-0,93.

Связь между изоэнтропным к. п. д. всех ступеней и изоэнтропными к. п. д. отдельных ступеней может быть получена из рассмотрения политропического процесса сжатия. При этом в промежуточных ступенях из-за явления «затраты энергии» h'UiS> huis и в результате получается, что

пеней всегда ниже, чем изоэнтропный к. п. д. отдельных ступеней, со­ ставляющих эту группу, ввиду необратимости процесса сжатия в ступе­ нях с потерями тепла. Это явление следует учитывать при определении характеристик ступеней рассчитываемого компрессора.

На рис. 10-13 зависимость изоэнтропного к. п. д. компрессора от среднего изоэнтропного к. п. д. ступеней и степени сжатия изображена графически.

Большое влияние на число потребных ступеней компрессора и его к. п. д. оказы­ вает характер проточной части.

На рис. 10-14 показаны шесть характер­ ных типов проточных частей, применяемых в компрессорах.

По типу а наружный диаметр постоянен для всех ступеней, а изменение высот лопа­ ток достигается увеличением внутреннего

диаметра. Последнее позволяет иметь на большинстве ступеней высокие значения изоэнтропной работы сжатия (3 000—4 000/сГ -м/кГ), благодаря чему сокращается число ступеней компрессора. К недостаткам этого типа проточной части можно отнести то, что: 1) при малом расходе газа и большой степени сжатия лопатки последних ступеней могут получиться слишком короткими, что отрицательно скажется на к. п. д. этих ступе­

ная скорость у основания лопаток ив постоянна для всех ступеней, и изоэнтропные напоры, создаваемые ступенями, примерно одинаковы. Увеличения напоров здесь можно достичь увеличением реакции ступе­ ней (от первой к последней), т. е. уменьшением предварительной закрут­

а число ступеней при высоких степенях сжатия больше, чем для типа а.

типе а, что благоприятно сказывается на их к. п. д.; 2) конструкция и технология изготовления ротора просты.

Другие приведенные на рис. 10-14 типы проточных частей характер­ ны либо тем, что они сочетают некоторые достоинства описанных типов

Рис. 10-14. Типы проточных частей осевых компрессоров.

а —гtx = const; б —ra = const; в — rcv = const; е —гп = var и rB= var;

всасывания и нагнетания) преследуют цель получения высокого к. п. д. за счет высот лопаток и числа ступеней (тип е). При выборе типа про­ точной части, помимо приведенных главных соображений о числе сту­ пеней и к. п. д., руководствуются также рядом технологических особен­ ностей производства и компоновки компрессоров совместно с другими элементами установки (транспортные газотурбинные установки).

10-5. МЕТОДЫ РАСЧЕТА ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

Порядок определения основных размеров компрессора и расчет его проточной части зависят от принятого метода расчета.

Рассмотрим расчет, основывающийся на результатах продувок неподвижных плоских решеток. Исходными данными для расчета являются параметры проточной части р п, Гц, Си, Рзг, TSz и c3z значение найденной изоэнтропной работы сжатия (l + a)LCTis, задан­ ный расход G (кГ/сек) и число оборотов (если оно задано или принято как вариант­ ное). Для получения данных ориентировочно­ го расчета производится расчет нескольких вариантов компрессора с целью выбора окружной скорости, осевой скорости са, р и наиболее целесообразного типа проточной ча­ сти. Указанные величины выбирают, исходя из назначения компрессора и требований, предъявляемых к нему.

Окружные скорости на наружном диа­ метре принимают: 150—250 м/сек для ста­ ционарных компрессоров и 250—370 м/сек для транспортных.

Величины скоростей определяются типом ротора и числом ступеней. Осевая скорость по ступеням принимается постоянной или несколь­ ко уменьшающейся ^ последним ступеням. Выбор степени реактивности

должен быть произведен по ее номинальным значениям в соответствии

определяют проходное сечение £2ц= 0/уцСац. Задаются втулочным от­ ношением v\ — d jd n и определяют d^\

l = -d"^£»- = dn _ dcV'

По выбранному значению иа находят число оборотов компрессора /г=б0^н/яй?н и значение средней окружной скорости ucv=ndcvnl§0. После этого определяют значение коэффициента расхода ср*, который должен согласоваться с данными рис. 10-15.

Далее задаются густотой решетки b/t и определяют по данным рис. 10-16 расчетное значение коэффициента закрутки р,. По р, и т) на­ ходят изоэнтропный напор ступени h'(h).

Определяют ориентировочно число ступеней и распределяют напор по ступеням. При этом на большинстве ступеней напоры берут пример­ но одинаковыми и равными (l,25-M,l)/ii. На последних двух-трех сту­ пенях принимают несколько меньшие значения напоров. Определяют ориентировочные размеры последней ступени. Площадь проходного се­ чения Q3z = GlyszCaz- По принятому типу проточной части ступеней на­ ходят длину лопаток и диаметр ступени и по рис. 10-16 выбирают гу­ стоту решетки b/t.

По расчетным вариантам определяют оптимальный вариант, наи­ более удовлетворяющий требованиям к компрессору данной установки, и этот вариант кладут в основу дальнейших расчетов.

При этом проводят последовательно детальный расчет ступеней: определяют их размеры, параметры решетки и профилей на различных радиусах (в зависимости от принятого закона закрутки ступени), к. п. д. ступеней, изоэнтропные и действительные перепады температур ступе­ ней, параметры газа по ступеням и проверяют условия работы различ­ ных ступеней (число М) по радиусам.

Производят расчеты выходного, спрямляющего и входного направ­ ляющего аппаратов, определяют потери через концевые уплотнения, к. п. д. компрессора в целом и потребную мощность привода.

Рассмотрим кратко метод расчета на основе результатов испыта­ ний модельных и натурных ступеней.

Результаты испытаний модельных или натурных ступеней обычно даются в виде зависимостей изоэнтропного к. п. д. ступени T)*iS~Tps от Фв и коэффициента полезного напора ф от срн. Зависимости даются для различных окружных скоростей ин. Примеры таких результатов экспе­

Это уменьшение высоты лопаток может быть достигнуто обрезкой исходной лопатки сверху или снизу или и с той, и с другой сторон одновременн®. Таким образом (рис. 10-17), может быть получен любой желаемый профиль проточной части. При таком методе проектирования число ступеней не зависит от характера проточной части, так как напо­ ры по высоте исходной лопатки постоянны. Осевые скорости са также примерно постоянны по всем ступеням, и высота лопаток может регу-

роваться в основном изменением диаметров dHи dB в пределах dpuи йръ.

В связи с указанным укорочением лопаток у ступеней изменяются втулочное отношение, относительная величина радиального зазора и относительное удлинение лопатки 1/Ь, вследствие чего

с высокими расчетными к. п. д., но в последних ступенях при этом могут получиться слишком короткие лопатки с низкими к. п. д. (по причине больших утечек и концевых потерь). Решетки получаются с малой густо­ той bit. Подрезка сверху дает обратную картину. Решетки при этом по­ лучаются с большой густотой bit, к. п. д. и напоры снижаются сильнее, но зато при нерасчетных режимах такая проточная часть имеет более устойчивые к. п. д. и напоры.

Другие тины подрезок приводят к осредненным результатам двух разобранных типов подрезок. Выбор типа подрезки может определяться не только газодинамическими требованиями к компрессору, но также и конструктивно-технологическими соображениями.

При расчете компрессоров по методу использования результатов испытаний модельных или натурных ступеней обычно принимают по всем

ступеням постоянное значение ир и по нему определяют из графиков

(например, на рис. 10-9 и 10-10) значения TJ* и <р* или фп и ф. Расчет ведется обычно в параметрах заторможенного потока.

Последовательность расчета в основном такова.

Для выбора оптимального варианта проточной части и ее параметров при известных параметрах газа на входе и выходе компрессора принимают

По величине ы”, и максимальному значению T)isi (см. рис. 10-9) опре­

деляют <р,, а по <р, и и™— величину ф, (рис. 10-10). Аналогично опреде­

ляют ы” для последней ступени и соответственно f z, %is и фг.

Средний изоэнтропный напор ступеней компрессора будет:

hP2

hcр= фсР -2J- кГ -м /кГ ,

аожидаемое число ступеней будет:

„_ (1 + а)^-*ГТ<«

— /*..р

Определяют размеры первой ступени.

Проходное сечение Û =G /Y,1C01, где осевая скорость caI=<ptu^.

По принятому характеру подрезки задаются dul = d^m 6odBl = dBMKm и определяют по Ü, соответственно dui или dH1 из формулы

C l= -~ (d 2 — d2).

4 х н

При комбинированной подрезке сверху и снизу обычно задаются для первой ступени d? =duь а в последующих ступенях делают подрез­

ку в соответствии с одним из заданных законов изменения внешнего или внутреннего диаметра проточной части.

Проверяют максимальное значение числа М в ступени:

Значение М должно быть меньше М1ф = 0,8.

Аналогично определяют размеры последней ступени компрессора и* проверяют высоту лопатки /, которая должна быть больше 40 мм.

Если полученные размеры выходят за пределы ограничивающих раз­ меров первой и последней ступеней, то следует изменить или принятое число оборотов, или характер принятой проточной части.

По проведенным расчетам вариантов выбирают оптимальный ва­ риант, удовлетворяющий заданным требованиям. Этот вариант и кла­ дется в основу детального расчета проточной части.

Детальный расчет производится последовательным просчетом; отдельных ступеней. При этом определяются параметры газа на входе* каждой последующей ступени и размеры данной ступени. Порядок ра­ счета ничем не отличается от приведенного для первой ступени. В де­ тальном расчете коэффициенты r\iS и ф по всем ступеням определяются: с учетом температуры газа перед ступенью и ряда поправочных коэф­ фициентов, учитывающих взаимное влияние ступеней, относительнуювеличину зазоров, втулочное отношение и т. д. Эти коэффициенты опре­ деляются на основании опытных данных.

Входе расчета строится проточная часть и определяется геометриялопаток. На основании проведенного расчета определяют действитель­ ные значения параметров газа на выходе из последней ступени, к. п. д. проточной части ступеней компрессора, расчитывают выходной спрям­ ляющий диффузорный аппарат, определяют к. п. д. компрессора в це­ лом и мощность привода. После этого производят необходимые прове­ рочные расчеты прочности элементов ступеней и ротора в целом.

Взаключение отметим, что, используя характеристики испытанных модельных ступеней, можно для спроектированного по ним компрессо­ ра определить и характеристики его в целом при работе в нерасчетных режимах. Для этого при принятых числах оборотов задаются рядом зна­ чений расходов и по известным проходным сечениям ступеней и окруж­

ной скорости и'н определяют осевую скорость с'а и ф, = с,а/м,н. По вели­ чине ф' определяют к. п. д. ступени T]',S и коэффициент напора ф', а так­ же рассчитывают процесс в ступени.

Расчет ведется последовательно от первой к последней ступени,,

врезультате чего определяются к. п. д. и степень сжатия компрессора

вцелом.

На основании указанных расчетов могут быть построены зависимо­