Рис. 33-1. Отображение процес са сжатия на диаграмме 5 —I
ее уменьшается при одновременном повышении давления По этому принципу работают инжекторы, эжекторы и элеваторы.
Компрессорные машины классифицируют и по другим признакам.
ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ В КОМПРЕССОРНЫХ МАШИНАХ И ИХ К.П.Д.
Условия сохранения и преобразования энергии для компрессорных
машин, если пренебречь потенциальной энергией поля гравитационных сил, описываются уравнением
/== *к — *н +
—<7дж/кг,
(33-1)
где
I—подведенная удельная работа на сжатие, дж/кг;
и
конце
**н»
—энтальпии рабочего тела соответственно в
начале
сжатия, дж/кг;
начале
и
конце
и» с1С— скорость рабочего тела соответственно в
сжатия, м/сек;
<7—количество тепла, отведенного в цикле, дж/кг.
Если пользоваться энтальпиями с учетом заторможенного потока и учесть потери работы на преодоление сил трения частиц газа друг о друга и в пограничном слое каналов, по которым движется газ, а также потери на вихреобразованйе и трение частиц га за о внешние поверхности движущихся деталей и обозначить суммарную рабо ту, затрачиваемую на эти потери через /тр, то уравнение (33-1) приобретет вид
/ = ^+ 1Гр кдж/кг. (33-2)
При отсутствии теплообмена с внешней средой и вся работа /тр, преобразо вываясь в тепло, будет сробщаться сжи маемому газу, в результате-чего его ко нечная энтальпия повысится. Это будет означать, что процесс сжатия будет политропным.
На рис. 33-1 схематично изображен на диаграмме 5 — I процесс политропного
сжатия рабочего тела.
Пусть начальное состояние сжимаемого тела характеризуется точ
кой Лн, которой содтветствуют полные параметры р*,
и **. При ади
абатном (изоэнтропном) сжатии до давления р* состояние
рабочего
тела характеризовалось бы точкой Лк, с параметрами Т*к1 и
I*,. Поте
ри внутри машины составляют /пот= А^пот= л,*—С-
Действительный
процесс сжатия рабочего тела приближенно может быть отображен политропой Аи—Ав (на рисунке условно принято, что она близка к пря мой), направленной в сторону, соответствующую росту энтропии. В точ ке Лк рабочее тело будет характеризоваться температурой Гк, более высокой чем Т*к0 Соответственно увеличится и удельный объем сжи
маемой жидкости. Вследствие этого потребуется дополнительный рас ход тепла на сжатие увеличенного объема рабочего тела, сопровожда ющееся повышением температуры. В тепловых двигателях, как это сле дует из гл. 30, при политропном расширении рабочего тела тепло по
387
терь частично как бы возвращается в процесс, что характеризуется коэффициентом возврата тепла (а). При сжатии жев компрессорах, на оборот, наблюдается увеличение расхода тепла, характеризуемое ко эффициентом затраты тепла, поэтому процесс сжатия протека
ет в более сложных условиях, чем расширение.
У компрессорных машин различают внутренние и внешние потери. Ко внутренним относят указанные выше потери /Тр>часто называемые гидродинамическими, а также потери, возникающие вследствие внут
ренних утечек газа /ут.
Относительный внутренний к. п.д. машины, которым учитывается сумма потерь /пот= /тр-{-/ут, выражается следующей формулой:
Лад.. = Г"Г/---- (33-3) *ад I ‘пот 1К—1Н
Если считать, что скорости рабочего тела при входе в компрессор и при выходе из него примерно одинаковы и что компрессор работает в ин тервале параметров состояния, при которых теплоемкость ср постоян на, а величина /ут незначительна, то можно написать
Чад.. = (7’„,-Г„)/(Гк-Г ,1).
(33-30
Этот коэффициент называют внутренним адиабатным или
изоэн-
тропным к.п.д. компрессора.
Теоретический метод определения величин /тр и 1ут ввиду сложно сти протекающих процессов связан с затруднениями и не всегда может дать достаточно точные результаты. Поэтому для определения конеч ных параметров сжатого рабочего тела чаще пользуются значениями т)в, установленными практически на основе испытаний реальных ком прессорных машин, применяя методы теории подобия. При этом вели чину (к можно определить аналитически, пользуясь приведенными втер модинамике формулами и задаваясь практическими данными о значе ниях показателя политропы п. Более просто и точно эти подсчеты можно производить, пользуясь диаграммами 5—I сжимаемого рабочего тела, строя в них процесс сжатия, как это выполнено на рис. 33-1.
Внутренние потери /Тр-Нут повышают конечную энтальпию сжима
емого тела.
Мощность, затрачиваемую на сжатие рабочего тела в количестве т кг/сек, внутри компрессорной машины определяют по формуле
Л'в = т/ад/ть вт.
(33-4)
Внешними называют потери, увеличивающие мощность, затрачива емую на приведение в действие компрессорной машины. К этим поте рям относят расход энергии на преодоление сил трения в подшипни ках и на привод вспомогательных механизмов, непосредственно при соединенных к валу компрессорной машины (масляные насосы, регу лирующие устройства и пр.), а также потери от утечек сжимаемой жидкости через концевые уплотнения.
Мощность Л^е, расходуемую на приведение в действие компрессор ной машины, отнесенную к ее валу, называют эффективной.
Отношение внутренней мощности, к эффективной называют меха ническим к.п.д. машины:
Т1м= ЛГв/Л^
(33-5)
Механические потери иногда выражают через мощность холостого
хода ДОх.х, затрачиваемую на преодоление всех потерь в компрессоре при холостом его ходе:
Nе = Nв + Nx,x.
(33-6)
Большое практическое значение имеет общий (полный) к. п.д. ком прессорной машины, которым учитываются все потери и который равен
Ар— повышение давления, создаваемое компрессорной машиной, н/м2;
Ые—эффективная мощность на валу компрессорной машины, вт; р— плотность рабочего тела, кг!мг.
К.п.д. компрессорных машин значительно изменяются при откло нении рабочих параметров от расчетных.
ПОРШНЕВЫ КОМПРЕССОРЫ
В гл. 7 рассмотрены теоретические процессы работы поршневого компрессора.
Работа действительного компрессора протекает с рядом потерь.
На рис.
33-2 представлена графически фактическая зависимость дав
ления рабочего тела Рг внутри ци
р,Нн/п*
линдра поршневого компрессора от
положения поршня в цилиндре (5,
м), что равнозначно зависимости от
объема (V, м3) газа в компрессоре.
Такая диаграмма автоматически за
писывается специальным
прибором
— индикатором, установленным на
работающем компрессоре, сообразно
с чем ее называют индикаторной.
Действительныйкомпрессорпри
ходится
конструктивно
осуществ
лять так, чтобы поршень его не до
ходил до своего крайнего положения
у торца цилиндра, где, располагает
Рнс. 33-2. Индикаторная диаграмма
ся крышка с впускным и выпускным
клапанами. Объем между торцовой
поршневого компрессора
крышкой цилиндра и крайним по ложением поршня называют вредным пространством У0. Наличие вред
ного пространства уменьшает вытесняемый поршнем объем сжатого рабочего тела по сравнению с равновеликим идеальным компрессором. Сжатое рабочее тело, остающееся во вредном пространстве, при об ратном движении поршня политропно расширяется (см. линию 3—4). Такое расширение происходит вследствие потерь на трение /тр, утечек /ут-сжимаемого рабочего тела к теплообмена внутри цилиндра. Точка4 соответствует состоянию рабочего тела после его расширения до дав ления окружающей среды р\. В действительном компрессоре расшире ние рабочего тела происходит до давления внутри цилиндра более низ кого, чем р\, вследствие наличия гидравлических сопротивлений всасы вающего патрубка, перепускных каналов и клапанов. У современных компрессоров' обычно применяют пружинные самодействующие клапа ны, автоматически открывающиеся при достижении рабочим телом оп ределенного давления в цилиндре. При движении засысываемого газа через клапаны возникают периодические пульсирующие колебанияего скорости, вызывающие нарушение равномерности давления при всасы ваний. На увеличение неравномерности давления газа в цилиндре влияет также изменение скорости движения поршня, обусловленное’
389
применением кривошипного механизма. Площадь индикаторной диа граммы, ограниченная прямой 4—1\ соответствующей давлению рх среды перед компрессором, и кривой более низкого давления 1'—1—4 в некотором масштабе характеризует потери работы в процессе всасы
вания.
В дальнейшем, при ходе поршня в направлении к крышке, газ политропно сжимается (см. линию 1—2) вследствие потерь, аналогичных указанным выше. Процесс этого сжатия на участке 1—V обусловлен гидравлическими потерями во всасывающей части компрессора. Если давление в газопроводе или ресивере, куда закачивается рабочее тело, принять равным /?2, то процесс сжатия Должен был бы закончиться в точке 2. Однако вследствие потерь, аналогичных по характеру по терям при всасывании, давление в цилиндре должно быть больше р2, и поэтому процесс выталкивания сжатого газа отображается линией 2—а—5, характеризуемой незакономерным очертанием и располагаю
щейся над линией, отражающей давление р2. Площадь индикаторной диаграммы, ограниченная кривой 2—а—3 и прямой, соответствующей давлению р2у характеризует в определенном масштабе потери работы при нагнетании. После окончания процесса выталкивания газа (см. кривую 2—а—3) во вредном пространстве остается сжатый газ и да лее рассмотренные выше процессы повторяются.
Всасываемый объем Увс газа при давлении р\ пропорционален пу ти передвижения поршня между точками 4— Объем газа во вредном
пространстве после расширения его до давления р\ будет
равен V',
а объем засосанного газа будет определяться выражением
'
Уве = + У0- (Г + Г) ле3,
(33-8)
где У"— объем газа, который засасывается при давлении, меньшем р\. Этот объем очень не велик и его часто не учитывают.
В идеальном компрессоре, равновеликом действительному, засасы вание газа происходило бы при давлении р\ и при движении поршня из одного мертвого положения в другое, т.е. при ходе поршня, равном 5м. Количество газа, засосанного при этом, составило бы Ум3. При де лении обеих частей равенства (33-8) на объем У\ получим
Увс/Ух = 1 + Уо/Уг - Г + г т .
(33-9)
Обозначим Квс/У1через т]об— теоретический объемный к. п.д., У^У\— через а— долю объема вредного пространства от объема, описываемо
го поршнем, и учтем, что р21р\=Хп , где %— степень повышения дав ления, а п— показатель соответствующего политропного расширения, отображаемого кривой 3—4.
Тогда, пренебрегая величиной V" и учитывая принятые обозначе ния, получим
Л
л
(33-10)
т]об = 1+ а-аК п = \-а{%п —1).
Поскольку Я>1, а а<1, то т]0б<1. Практически т]0б колеблется в пре
делах 0,6—0,9.
Если процесс сжатия газа будет протекать адиабатно (изоэнтропно) или изотермически, то в уравнении (33-10) показатель п политро пы должен быть заменен соответственно на к или на 1.
При числе оборотов коленчатого вала компрессора п, что равно ценно количеству рабочих ходов поршня, и при площади поршня Г м2
390
Рис. 33-3. Схематическое изображение конст рукции пластинчатого ротационного компрессо ра:
минутная теоретическая производительность компрессора при давле ний р\ составит
фад = РЗп м3/мин,
а действительная производительность
Ф^ЛобСад м*1мин.
(33-11)
Площадь, ограниченная индикаторной диаграммой в соответству ющем масштабе, пропорциональна механической работе, затрачивае мой на сжатие газа внутри цилиндра и выталкивание его в газопровод за один оборот вала компрессора. Поэтому при помощи индикаторной диаграммы практически определяют действительную мощность IV*, за трачиваемую компрессором на сжатие газа внутри цилиндра. По виду индикаторной диаграммы судят о правильности работы компрессора и устанавливают неправильности в его газораспределительной части.
РОТАЦИОННЫЕ КОМПРЕССОРНЫ МАШИНЫ
Ротационными называют компрессорные машины со вращающи мися поршнями, вследствие чего по типу их можно отнести к объемным. Эти машины отличаются большим разнообразием их конструкции.
На рис. 33-3 показана
принципиальная схема одно го из наиболее распростра
ненных пластинчатых комп
рессоров. Ротор 3, установ ленный эксцентрично в кор
пусе 1 компрессора, пред ставляет собой цилиндр с прорезями, в которых могут свободно перемещаться пластины 2. При вращении ро тора пластины 2 под дейст вием центробежных сил при жимаются к корпусу. Вслед ствие эксцентричного поло жения вала при движении
пластины от положения а до положения б газ, проходяпо суживающемуся серповид ному пространству между ротором и кожухом, сжима
ется; при повороте ротора от положения б до положе
ния в газ выталкивается; при дальнейшем повороте
ротора от положения в до положения г остатки газа при давлении нагне тания просачиваются через неплотности между кожухом Ипластинами и расширяются до давления всасывания; при Повороте ротора от положе ния г до положения а происходит всасывание новой порции газа.
Ротационные компрессоры просты по конструкции (отсутствуют клапайы) и дешевы в изготовлении и эксплуатации, но характеризу ются пониженным эффективным к.п.д. главным образом вследствие больших утечек через неплотности. В среднем значения эффективного к.п.д. этих компрессорных машин находятся'в пределах 0,5—0,6 при изотермическом сжатии и 0,6—0,7 при адиабатном сжатии; механичес кий к. п.д. т)м этих же машин составляет 0,8—0,9,
391
Производительность ротационных компрессоров достигает 30000 м31ч при давлении до 0,5 Мн/м2, создаваемом одноступенчатыми компрессорами, и до 1,5 Мн/м2 двухступенчатыми.
Уэтих компрессоров отсутствует шатунно-кривошипный механизм
ив этом отношении они значительно проще обычных поршневых ком прессоров.
СПДК различают по многим признакам, например по числу сту
пеней сжатия, а следовательно, по создаваемому конечному давлению
воздуха; по производительности; способу передвижения поршней квнут ренней мертвой точке (в. м.т.) —безбуферные и буферные; по принци пиальной схеме—-симметричные и не симметричные; по назначению —
стационарные и передвижные, монтируемые на прицепах к автомаши нам, и по многим другим признакам.
Ниже рассматривается схема конструкции простейшего, симмет ричного одноступенчатого, безбуферного СПДК, изображенная на рис.
33-4. Пуск СПДК осуществляют при разведенных поршневых группах к наружным мертвым точкам (н.м.т.). Мертвые пространства компресс сорных цилиндров перед пуском заполняют через клапаны 4 сжатым воздухом от постороннего источника или из ресивера. После этого уст ройство, удерживающее цилиндры в н.м.т., освобождается и под дей ствием сжатого воздуха в мертвых пространствах, выполняемых в этих компрессорах увеличенного объема, поршни 6 двигателя начинают дви гаться к в.м.т. При этом движении поршни 6 сначала перекрывают продувочные окна 10, а затем выхлопные окна 13.
По мере сближения поршней 6 давление в полости рабочего ци линдра начинает повышаться. Одновременно с этим под действием поршней 5 компрессора воздух из продувочных полостей 7 через кла паны 9 начинает закачиваться в ресивер 11 продувочного воздуха. При подходе поршней к в. м.т. через форсунку 12 в цилиндр подается пор ция топлива, которое под действием высокой температуры сжатого воздуха сгорает, и давление в цилиндре повышается. Поршни в резуль
392
тате давления на них продуктов сгорания топлива начинают двигаться по направлению к н.м.т. При этом воздух в компрессорных полостях 3 сжимается, а в продувочные полости через клапаны 8 засасывается.
При своем движении к н.м.т. поршни сначала открывают выхлоп ные окна 13 и продукты сгорания топлива из рабочего цилиндра через патрубок 14 выпускаются в дымовую трубу, затем открываются проду вочные окна 10 и через них из ресивера 11 продувочного воздуха внут ренняя полость рабочего цилиндра продувается воздухом.
По достижении в компрессорных полостях 3 заданного давления сжатого воздуха самодействующие нагнетательные клапаны 2 откры ваются и через регулятор давления 16 и патрубок 15 сжатый воздух выпускается по воздухопроводу в основной ресивер и к потребителям. Вслед за этим начинается движение поршней к в. м.т. При этом, пос ле того как давление в компрессорных полостях станет несколько мень ше атмосферного, в них через всасывающие клапаны 4 засасываются новые порции атмосферного воздуха.
СПДК могут работать только при строго синхронном движении поршней; для этого применяют специальное устройство, состоящее или из зубчатых реек, связанных с поршнями и действующих на одну шес терню, или облегченный шатунно-кривошипный механизм.
Увеличение объема мертвого пространства ухудшает эффектив ность процесса, происходящего в компрессоре. Для повышения эффек тивности работы у компрессора СПДК изготавливают с буферными по лостями или цилиндрами с поршнями. Воздух, сжимаемый в этих по лостях или цилиндрах, используется для возвращения основных порш ней в в. м.т.
В большинстве СПДК создается давление воздуха до 0,5— 0,7 Мн/м2, производительность их составляет 150—750 мъ/чуа удельный
расход топлива — около 25 г-мин/м3.
СПДК изготовляют с числом ступеней сжатия от одной до четырех. В последнем случае давление сжатого воздуха может быть доведено но 25 Мн/м2 и у цилиндров крупных СПДК предусматривается искусст венное охлаждение водой. СПДК применяют во многих отраслях про мышленности и в малой и средней энергетике, где их комбинируют с га зовыми турбинами. Выхлопные газы и продувочный воздух СПДК в этом случае направляются через ресивер в газовую турбину.
ВИНТОВЫЕ КОМПРЕССОРНЫ МАШИНЫ (ВКМ)
Винтовые компрессорные машины принадлежат к классу объем ных машин. Они обладают рядом преимуществ: в них нет деталей, со вершающих возвратно-поступательные движения, и поэтому в них мож но допускать большие скорости вращения, вследствие чего их размеры
имасса сравнительно невелики; для них вовсе не требуются смазочные материалы, а если требуются, то расход их мал; к. п.д. этих машин вы сок. ВКМ свойственны и недостатки: большой шум при работе, необ ходимость интенсивного охлаждения, значительное понижение к. п.д. при несовпадении создаваемого ими давления с потребным, необходи мость соблюдения большой тщательности и точности при изготовлении
исборке.
Конструкция простейшей двухроторной ВКМ схематически пока зана на рис. 33-5. Применяют и трехроторные, а также многороторные
ВКМ, но они мало перспективны из-за сравнительно плохой работы среднего или промежуточных роторов. Изображенная на рисунке ВКМ состоит из двух параллельно и горизонтально установленных цилиндри ческих роторов со специальной винтовой резьбой, представляющей со
бой в поперечном сечении косые зубья специального и сложного в про ектировании и изготовлении профиля с большим модулем. К ведущему ротору 7 непосредственно присоединен электродвигатель. Зубья веду щего ротора выпуклые, широкие, выполняемые обычно в четыре, хода (нитки). В резьбу ведущего ротора входит и с ним соприкасается резь ба ведомого ротора б, у которого резьба с вогнутыми узкими зубьями
Рис. 33-5. Схематическое изображение конструкции винтовой компрессорной машины
обычно выполняется в шесть ходов (ниток). Роторы вращаются в кор пусе 3, имеющем в поперечном сечении форму цифры 8 (см. вид по ВВ на рис. 33-5). У корпуса имеются патрубки для всасывания и нагнета ния газа с окнами против торцов роторов.
По всей своей длине винтовые роторы сцеплены своими резьбами с очень малым зазором между зубьями (до 0,1 мм и меньше). Такой малый зазор необходим для того, чтобы предотвратить утечки и пере пускания сжимаемого газа. Зазор примерно такого же размера должен быть и между цилиндрической и торцевыми частями роторов и кожу хом. Для обеспечения такой точности роторы устанавливают не только пользуясь опорными 4 но также и упорными подшипниками /. Кроме того, во избежание утечки газа устанавливают специальные уплотнения 2 между валами роторов и корпусом.
Во избежание изменения величины зазоров при нагревании во
время работы ВКМ интенсивно охлаждают воздухом или
водой.
Для обеспечения синхронного вращения роторов на концах их
валов
устанавливают соответствующие шестерни связи 5. При вращениирото
ров из патрубка всасывания в пространство между зубьями и корпусом поступает газ. По мере того как роторы делают один оборот, всасыва ющее окно перекрывается зубьями, а засосанная порция газа, переме щаясь вдоль роторов, сжимается вследствие того, что зубья ведущего ротора входят в соответствующие углубления в ведомом роторе, в ре
зультате чего объем занимаемый засосанным газом сокращается и газ сжимается. К противоположному концу ротора порция газа подходит
в сжатом состоянии и в торцовой части .выталкивается в открываю щиеся нагнетательные окна. Длина роторов и форма сечений всасыва ющего и нагнетательного отверстий должны быть вполне определенных размеров. Работа, совершаемая ведущим ротором, передается ведомо му ротору через сжимаемый газ, поэтому шестерни связи рассчитыва ют не более чем на 10% мощности, потребляемой ВКМ.
Различают ВКМ сухого сжатия, применяемые для чистщх га зов (воздуха, С1, С02 и др.; эти ВКМ не смазываются) и мокрого сжатия в которые впрыскивается в небольшом количестве капель ная жидкость, служащая одновременно для охлаждения и уплотнения
ВКМ. При впрыскивании больших количеств жидкости (масла) у так называемых маслозаполненных ВКМ достигается хорошая смазка, од*
нако сжатый газ приходится пропускать через специально устанавли ваемые сепараторы для его очистки от масла.
Винтовые компрессоры выполняют производительностью от 25 до 45000 м3/ч; развиваемое давление у сухих ВКМ составляет от ~0,2 до ~0,3 Мн/м2, у ВКМ, работающих со впрыскиванием,—от —0,3 до ~0,4 Мн/м2, а у маслозаполненных—до —-0,6 Мн/м2. Скорость враще ния ВКМ обычно совпадает со скоростью вращения приводного элек тродвигателя и составляет около 3000 об/мин; иногда же эта скорость с помощью редуктора увеличивается до 12000—15000 об/мин.
Адиабатный (изоэнтропный) к.п.д. в среднем для сухих ВКМ со ставляет 0,7—0,8 (в зависимости от производительности); при впрыски вании жидкости к.п.д. возрастает примерно на 4—8% на каждые 8—. 14% подаваемой (по массе) жидкости.
СТРУЙНЫЕ компрессоры
На рис. 33-6 показана принципиальная схема струйного компрес сора.. Рабочее тело с параметрами, отмеченными индексом «р»*, подво
дится к патрубку 1 и далее поступает в сопло 3, в котором расширяетсядо давления рс, при этом приобретает скорость сс и энтальпию 1С. Пос ле этого рабочее тело поступает в камеру смещения 4. Эжектируемая
з и
Рис. 33-6. Схематическое изображение
Рис. 33-7. Изображение процесса
конструкции струйного компрессора
сжатия в струйном компрессоре
на диаграмме 5-—Ь
жидкость через патрубок 6 поступает в камеру 2 и из нее в камеру сме шения 4. В камере смешения рабочее тело и эжектируемая жидкость смешиваются и приобретают усредненные параметры.
Суммарное количество жидкости, протекающей через сечение каме ры 4, равно Л1р-|-Мп=Мс. После камеры 4 смесь поступает в диффу зор 5, где кинетическая энергия частиц смеси преобразуется в потен циальную и в выходном сечении давление смеси будет повышено.
* Здесь и при рассмотрении процессов на диаграмме 5—1индексы «а, н, к, с и в» соответствуют состояниям рабочего тела, эжектйруемон среды и их смеси в сечениях, обозначенных теми же буквами.
При рассмотрении процессов, отображаемых на диаграмме 8—1(рис. 33-7), сле дует одновременно пользоваться и рис. 33-6, на котором использованы корреспонди рующие рис. 33-7 обозначения.
395
Вкачестве рабочей и эжектируемой можно применять сжимаемые
инесжимаемые (вода) жидкости.
Если струйный прибор эжектирует газы или пары, а рабочей сре дой служит тоже газ или пар, то прибор называют эжектором.
На рис. 33-7 схематично изображено протекание процессов в эжек
торе для водяного пара на диаграмме 5—и В сопле 3 для эжектйрующего пара теоретический изоэнтропный
процесс расширения отображается на диаграмме 5—I прямой а—а*. Вследствие потерь тепла действительное расширение эжектйрующего пара отображается политропой а— в. Давление эжектируемой среды при перемещении ее от места входа (патрубок 6.) до камеры смешения 4 снижается от рп до рк, а изменение энтальпии на диаграмме 5 — I отображается прямой б— б* при изоэнтропном процессе и кривой б—б\ в действительном процессе с учетом потерь. Процесс смешения эжектирующей и эжектируемой сред отображается политропами в—г и б\—г до достижения давления рс. Состояние пара в конце процесса смеше ния характеризуется точкой г. Далее смесь поступает в диффузор 5, в котором давление ее повышается от рс до рв, отображаясь при изоэн тропном процессе точкой г*, а при политропном — точкой д. Парамет ры рв, Тд и 1 характеризуют состояние рабочего тела после эжектора.
Эжектор и другие струнные компрессоры рассчитывают на основе его теплового баланса и уравнения количества движения.
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ Центробежные турбокомпрсссорные машины
Компрессорные машины, в которых дополнительная энергия сооб щается рабочему телу при помощи вращающегося колеса с лопатками, обеспечивающими движение нагнетаемой жидкости в радиальном на правлении и в которых для нагнетания используются центробежные си лы, воздействующие на рабочее тело, называют центробежными.
По этому принципу работают вентиляторы (обычно одноступенча тые) и нагнетатели (многоступенчатые). Компрессорные машины этого типа широко применяют во многих отраслях народного хозяйства.
На рис. 33-8 схематически показана конструкция центробежного вентилятора. Нагнетаемое тело по выходе из рабочего колеса 2 посту пает в спиральный (улиткообразный) кожух 1, обычно являющийся од новременно диффузором, в котором кинетическая энергия потока преоб разуется в потенциальную. Кожух консольно прикрепляется к фунда ментной раме 8. В зависимости от желательного направления выхода сжатого газа кожух можно укреплять на раме 8 так, чтобы выходной патрубок 4 диффузора был ориентирован под нужным углом относитель но вертикальной оси.
Рабочее колесо 2 с лопатками 6 служит для сообщения частицам рабочего тела кинетической энергии. Это колесо часто насаживают кон сольно на ось являющуюся продолжением вала электродвигателя 7. У вентиляторов большой производительности консольную.установку ро тора не применяют, а устанавливают второй опорный подшипник.
Язык 3, предусматриваемый в спиральном кожухе, служит для по вышения у высоконапорных вентиляторов их к. п.д. Применяют кожухи и без языка.
Диффузор 4 на выходном (напорном) патрубке предназначен, для снижения выходной скорости и преобразования ее в давление. Для уменьшения гидравлического сопротивления диффузор выполняют, как показано на рис. 33-8, с расширением в сторону оси вентилятора.
