Всасывающий (входной) патрубок 5 выполняют цилиндрическим, коническим или с плавным переходом, как изображено на рис. 33-8.
Эта конструкция характеризуется наименьшим гидравлическим сопро тивлением.
Рис. 33-8. Схематическое изображение конструкции центробежного венти лятора
При вращении колеса 2 частицами нагнетаемой среды сообщается кинетическая энергия, и они под действием центробежных сил отбрасы ваются к периферии и попадают в кожух /, в котором кинетическая энергия их частично преобразуется в давление.
На рис. 33-9 показано схематическое изображение рабочего колеса центробежного компрессора. На рисунке указаны характеризующие его основные размеры и построены треугольники скоростей!
Относительные скорости, как это следует из рис. 33-9 определяются
приведенными ниж^ уравнениями |
|
ш] = с]+ и\— 2с, и{соза,; |
(33-12) |
хю\ —с\-\- и\— 2с2и2соза2. |
(33-12) |
Величины и.\ и и2 в этих уравнениях можно выразить следующим обра зом:
их = 1ю^ ~ <°^1 м1сек''
(33-13)
и2 = = <оЯ2 м/сек,
где со — угловая скорость, 1/сек Абсолютные скорости с\ и с2 определяют на основе объемной произ
водительности компрессора и геометрических размеров колеса. Эти ско рости можно разложить на тангенциальные, возникающие под действи
ем тангенциальных сил: |
(33-14) |
Сы = С1 С0Ваь С2и = С03 а2. |
и, следовательно |
|
|
с2 и2 соза2 —сг созаг = -С1 |
А■ А~~ А |
— |
Из рис. 33-9 следует, что |
|
2 * |
|
|
С2и = с2 «2 СОЗ а2, <>1и иг = Сх |
созах. |
|
Подставив полученные значения в формулу (33-16), окончательно полу чим так называемую суммарную удельную мощность 7Ууд вентилятора:
|
ЛГуд = ил — с1и и, |
А-А . 4 - А |
|
(33-20) |
|
2 |
2 |
2 |
|
|
|
|
В этом уравнении член (с§ — |
)/2=Муд.д,га соответствует части удель |
ной мощности, расходуемой на повышение кинетической энергии потока. Эту мощность называют динамической. Алгебраическая сумма ос тальных двух членов, соответствует части удельной мощности, затрачи ваемой на сжатие. Эту удельную мощность называют статической:
NУП.СТ- ' |
2 |
2 вт. |
Отношение удельной динамической мощности к суммарной удель |
ной мощности, |
т.е. |
Д1лт/Агуд= рреакт, называют степенью' реак |
тивности вентилятора. |
Отношение проекции скорости с2 на направление окружной скорос |
ти, т. е. с2и к скорости и2уназывают коэффициентом закручивания |
Ф2 = с2и/и3. |
|
(33-21) |
Теоретическое статическое рСт и динамическое рщт давления, соз даваемые одноступенчатым вентилятором, определяют умножая выве денные выше соотношения скоростей рабочего тела на его плотность:
Рст - л |
А —А |
а|-т ю?! |
н/ма, |
(33-22) |
|
2 |
2 ] |
|
|
|
А-А , , |
|
(33-23) |
Ряш. = Р - ^ ---»1М- |
|
Общее давление, создаваемое вентилятором: |
(33-24) |
Р = Рст + Рдин «/Л8. |
|
На роторах вентиляторов в основном применяют лопатки трех ти пов, схематично изображенные на рис. 33-10: а—загнутые назад; б— радиальные; в—загнутые вперед.
Лопатки каждого из указанных типов выполняют прямолинейными или криволинейными, характеризуемыми меньшими гидравлическими потерями.
Можно показать, что с увеличением величины фг-возрастают значе ния скорости с2, суммарной удельной мощности Ыуд, а также и степени реактивности вентилятора. Увеличение степени реактивности вызывает необходимость в большей мере преобразовывать удельную мощность #уд в потенциальную Муд.ст в дополнительно устанавливаемых диффу зорах. Поскольку диффузоры работают с более низким к. п.д., чем вен тиляторные колеса, общий к.п.д. вентилятора снижается, но создавае мое повышение давления растет, а также растет и потребная удельная мощность на его привод.
Все изложенные соображения относятся к теоретическим колесам с бесконечным числом бесконечно тонких лопаток, поэтому в практиче-
ских условиях приходится вносить поправки на конечное число лопаток с определенной толщиной, что приводит к уменьшению проходных се чений.
В последнее время получили распространение колеса с лопатками, схематически изображенными на рис, 33-11. Эти лопатки во входной ча сти плавно пространственно загнуты в сторону входа рабочего тела, вследствие чего они механически достаточно жестки и не требуют креп ления в верхней части. При при
|
менении колес стакимилопатка |
|
ми |
можно допускать значитель |
|
ные скорости вращения; к. п. д. |
|
этих лопаток достаточно велик. |
|
|
Различают вентиляторы низ |
|
кого давления до 1,0 кн/мЧ |
|
среднего |
|
давления — до |
|
3,0 |
кн/м2; |
|
высокого |
|
давле |
|
ния —до 120 кн/м2. |
|
|
|
|
При выборе типоразмера вен |
|
тилятора его производительность |
|
и начальное давление приводят к |
|
стандартным |
условиям, |
приня |
|
тым заводом-изготовителем. Для |
|
пересчета на стандартную произ |
|
водительность |
служит |
формула |
|
^ст —Фрасч Рст/Ррасч м31сек, |
(33-25) |
|
где р —плотность; |
|
|
|
|
Рст = Ррасч Т’расчТст Кв/м3- |
|
(33-26) |
|
|
Обычно за стандартные ус |
|
ловия |
принимают |
давление |
|
103 |
кн/м2, |
температуру |
Тст= |
|
=293° К |
(для дымососов Тст== |
|
= 473°К). |
|
|
|
|
увели |
|
|
Производительность |
|
чивают на 5% |
с учетом возмож |
|
ных |
отклонений от нормальных |
Рис. 33-10. Графики, отображающие |
условий работы; по этой же при |
чине создаваемое |
вентилятором |
влияние тица лопаток на величину ко |
давление должно |
быть |
увеличе |
эффициента закручивания |
|
но на 10%. |
выборе |
вентилятора |
|
|
При |
|
пользуются заводскими характеристиками, предназначенными для вен тилятора одного типа и называемыми индивидуальными.
На характеристики вентилятора наносят кривые зависимости соз даваемого давления от производительности при разных скоростях вра щения. На этот же график наносят значения к. п.д. вентилятора (см. рис. 33-12).
Вентилятор должен быть выбран на заданные параметры с макси мальным значением к. п. д. при работе на ниспадающей ветви кривой характеристики, когда обеспечивается устойчивая его работа.
Для пересчета производигельности, давления и расходуемой мощ ности вентилятора при переходе с работы на одном числе оборотов на
работу сдругим числом оборотов служат формулы |
|
—Фа ^1/^2» Р1 ~ Р2 (^1/^2)2>N1 = N2 (^/^г)3- |
(33-27) |
Рис. 33-13. Схематическое изображение* конструкции ступени многоступенчатого центробежного компрессора
I,дш/кг
Рис. 33-14. Отображение процесса сжатия в секции мно гоступенчатого центробежного компрессора на диаграм ме 8—1
ления рг до давления р4 в результате изменения скорости от Сз до с4. После сечения 4 рабочее тело поступает в поворотное котено г, являю щееся гидравлическим сопротивлением, и в нем теряется давление
Д/7п.к=/?4—Ръ вследствие изменения скорости от с4 до с5 и соответствен но энтальпий от Ц до |5. Далее сжимаемое тело проходит в каналах
между лопатками обратного направляющего аппарата (см. позицию д на рис. 33-13), после которого в сечении 6 давление повышается до рб. Между сечениями 6 и 7 скорость рабочего тела'изменяет свое направле ние вплоть до аксиального и давление понижается до р7 вследствие гидравлического сопротивления этого поворота. Энтальпия в сечении 7 составляет *7 кдж/кг. Полная энтальпия рабочего тела, с которой оно поступит в следующую ступень с учетом выходной скорости с7, составит I* кдж/кг, а полное давление р'7 н/м2 Для последующей ступени эти па
раметры рабочего тела будут являться начальными (т.е. будут обозна чаться индексами 0).
Разность полных энтальпий в начале и конце ступени соответству ет работе I, фактически затраченной на сжатие рабочего тела от давле ния р*0 до давления р7.
= *7 “ *о кдж/кг.
Адиабатный внутренний относительный к. п.д. ступени составит
Для многоступенчатых компрессоров относительный внутренний адиабатный к.п.д. принимают, пользуясь практическими данными для всего компрессора в целом, т.е. в пределах от начального давления сжи маемого тела, перед компрессором до конечного давления. На основе этого к.п.д., пользуясь методикой, указанной выше для одноступенча того компрессора, и учитывая секундную массу тела, определяют общую внутреннюю мощность, необходимую для сжатия рабочего тела, а затем, задаваясь механическим к. п. д., — эффективную мощность, отнесенную
квалу компрессора.
Усовременных многоступенчатых центробежных компрессоров при
нимают следующие значения для рассмотренных выше коэффициентов: в=0,8—0,9; т|м=0,96—0,98; г\1Т—0,984-0,99 (коэффициент учиты
вающий потери сжатого рабочего тела во внешнюю среду).
Таким образом эффективную мощность, которую следует подвести
к компрессору, |
определяют по.формуле |
при массе сжимаемого тела |
т кг/сек: |
|
|
Ме = т (й - |
ЭД/(г)ая.в Ч,V) вт |
(33'29) |
Осевые турбокомпрессорные машпны
Осевые вентиляторы выполняют одноступенчатыми и с несколькими
ступенями.
Одноступенчатые осевые компрессорные машины. На рис. 33-15, а представлено схематическое изображение одноступенчатого осевого вен тилятора со спрямляющим аппаратом, установленным за рабочим коле сом. Спрямляющий аппарат придает потоку осевое направление, улуч шая таким образом использование кинетической энергии рабочего тела.
Существуют конструкции осевых вентиляторов с направляющим лопаточным аппаратом, установленным перед рабочим колесом и слу жащим для придания потоку наиболее благоприятного в экономическом
отношении угла его выхода. Направляющие лопатки аппарата служат также для регулирования работы осевых вентиляторов и их в этом слу чае изготовляют поворачивающимися. Вентиляторы выпускают с на правляющим и спрямляющим аппаратами, а также с двумя рабочими колесами, вращающимися в противоположные стороны.
На рис. 33-15,6 показаны треугольники скоростей проточной части вентилятора со спрямляющим аппаратом. Воздух входит в рабочее ко-
Рис. 33-15. Схематическое изображение конструкции осевого вентилятора:
/—входной коллектор; 2—рабочее колесо; 3 —спрямляющий аппа рат; 4—обтекатель
лесо вентилятора с аксиальной скоростью с\а. Относительную скорость щ движения воздуха в межлопаточном канале можно получить путем геометрического разложения скорости С\а на окружную и и щ. Тре угольник выходных скоростей построен для конструкции, при которой проекции относительной скорости щ, т. е. о>2и, и абсолютной с2, т. е. с2и, на направление окружной скорости и равны между собой. Спрямляю щий аппарат выполнен таким образом,что выходнаяскорость с3 направ лена аксиально.
Мощность N. которая должна быть сообщена рабочему телу на ло патках, определяется из уравнения моментов [см. вывод формулы (33-17) для центробежных вентиляторов], принимая при этом, что ок ружная скорость для одной ступени постоянна. Сообразно с этим
N = ти (с2и — с1и) вт. |
(33-30) |
Применительно к рассматриваемому вентилятору скорость С1и=0,
ипоэтому Ы=тис2ивт.
Вобщем случае, если скорость с\ наклонена к направлению окруж
ной скорости, и из соотношения скоростей в треугольниках вытекает, что С2и= и—Сас1^р2 и С\и= и—Сас1др1, то
N == тиса (с1&р2 — с1б Р1) вт, |
(33-31) |
а удельная мощность (при т = 1кг!сек) |
(33-32) |
Л^ул = пса(с1бР2 —с1бР1> вт. |
Давление, создаваемое вентилятором: |
(33-33) |
р = ир (с2и —с1() н/м*. |
Выпускаемые отечественной промышленностью осевые вентиляторы изготовляют производительностью до 500000 лс3/ч, развивающими дав ление от 0,35 до 1,0 кн/м2. Полный к,п,д. д0б осевых вентиляторов со ставляет 0,7—-0,8.
угольники скоростей для рабочих лопаток и направляющего аппарата после них для трех наиболее характерных кинематических схем проточ ной части компрессора, т.е. при переменном значении коэффициента
реактивности.
При. построении указанных треугольников скоростей принято, что осевые скорости са во всех случаях одинаковы. Пользуясь формулами (33-20) и (33-21), понятием степени реактивности рреакт компрессора и рис. 33-17, можно показать, что:
Рис. 33-17. Треугольники скоростей рабочего тела осевого компрессора:
а —схематический разрез по серединам лопаток первой ступени осевого компрессора с изображе |
ниемтреугольников скоростей рабочего тела; б, в и г —совмещенны треугольники |
скоростей |
для трех типичных кинематических схемпроточной части осевого компрессора: при |
РрСакт= |
Рреаьт”0,5 и рреакт "0: С|“ абсолютная скорость сжимаемоготела при входе в рабочее коле |
со; а —окружная скорость (принята постоянной);сг—абсолютная скорость выхода сжимаемоготе |
ла из рабочих лопаток; с\—выходная скорость из направляющего аппарата; |
и |
—относи |
тельны скорости рабочего тела соответственно на входе в рабочие лопатки и на выходе из них. Индексом а обозначеныпроекции скоростей на направление потока по оси (аксиальное); индек соми —проекции на направление окружной скорости
а) при рреакт= 1 повышение давления сжимаемого рабочего тела происходит только в колесе компрессора;
б) при р=0,5 направляющие и рабочие лопатки одинаковы по кон фигурации, но в роторе и статоре компрессора крепятся зеркально одни относительно других. В этом случае потери будут наименьшими й по этому осевые компрессоры с такими ступенями находят наиболее широ кое распространение;
