- •Теория компрессорной ступени
- •Г.Керчь, 2002 год удк 621
- •Содержание
- •Литература._______________________________________________ ________49 Введение.
- •Основные параметры, принятая терминология.
- •Теоретический напор центробежной компрессорной ступени. Степень реактивности.
- •Направление входной кромки лопаток (угол 1л) может не совпадать с направлением относительной скоростиw1(угол1) и тогда возникает ударное обтекание входной кромки лопаток с углом атаки:
- •Зависимость теоретического напора и степени реактивности от угла выхода потока из рабочего колеса.
- •Зависимость теоретического напора от закрутки потока перед рабочим колесом.
- •Движение потока в рабочем колесе. Влияние числа рабочих лопаток на теоретический напор.
- •1.7. Особенности течения газа в лопаточном диффузоре.
- •Особенности течения в спиральных и кольцевых камерах.
- •Особенности течения во всасывающих камерах.
- •Потери мощности, подводимой к рабочим лопаткам колеса.
- •Действительный (полезный) напор и изоэнтропийный кпд центробежной ступени и компрессора.
- •1.12. Характеристики центробежного компрессора.
- •1.14. Потери энергии в центробежном компрессоре.
- •1.15. Определение параметров рабочего тела в проточной части компрессора.
- •2. Теория осевой компрессорной ступени.
- •2.1. Геометрические характеристики осевой компрессорной ступени.
- •2.2. Теоретический напор осевой компрессорной ступени.
- •2.3. Действительный (полезный) напор и изоэнтропийный кпд компрессорной ступени.
- •2.4. Степень реактивности компрессорной ступени.
- •2.5. Характеристика решеток профилей с различной степенью реактивности.
- •2.6. Коэффициенты расхода и напора.
- •2.7. Характеристики компрессорной ступени.
- •2.8. Неустойчивая работа компрессора. Помпаж.
- •2.9. Многоступенчатые осевые компрессоры.
- •2.10. Основные положения газодинамического расчета компрессора.
- •Литература
1.14. Потери энергии в центробежном компрессоре.
Течения потока газа в каналах рабочего колеса и направляющего аппарата сопровождаются потерями энергии: от трения в пограничном слое, от срыва пограничного слоя, от вихреобразования в кромочном следе, от вторичных течений и в результате взаимодействия решеток. Кроме того, имеют место потери энергии от трения и вентиляции и от утечки рабочей среды. В виду сложности процесса течения рабочей среды, потери в центробежной ступени определяются преимущественно с помощью эмпирических зависимостей.
Потери энергии во входном патрубке зависят от конструкции, состояния его проточной части, сопротивления фильтра и определяются по формуле
, (1.47)
где - коэффициент потерь в патрубке;= 0,03÷0,06 для осесимметричных патрубков и= 0,07÷0,12 – для коленообразных.
Потери в рабочем колесе условно разделяют:
1. Потери от трения и срыва пограничного слоя во вращающемся направляющем аппарате , (1.48)
где – коэффициент потери от трения и срыва;= 0,1÷0,3, на нерасчетных режимах значениеувеличивается;
2. Потери, обусловленные поворотом потока в колесе от осевого направления и радиальному , (1.49) где- коэффициент потерь от поворота;= 0,1÷0,2;
3. Потери от трения и вихреобразования при движении потока в радиальной части канала , (1.50) где-коэффициент потерь энергии в радиальной части колеса,=0,05÷0,1;
4. Потери на трение и вентиляцию задней стенки диска, а также на вихреобразование в зазорах колеса , (1.51)
где α – коэффициент трения, зависящий от относительной ширины лопаток b2/d2, коэффициента расхода φ=с2r/u2 ,величины зазоров между диском и корпусом и степени шероховатости поверхности диска. Для колес полузакрытого типа (без покрывающего диска) при относительной ширине лопаток на выходе b2/d2=0,04÷0,08 и φ=0,25÷0,35 α=0,03÷0,06. При малых расходах G<2 кг/с коэффициент α может достигать 0,10.
На нерасчетных режимах эксплуатации появляются дополнительные потери энергии обусловленные большими углами атаки как положительными так и отрицательными, которые можно оценить по формуле
, (1.52)
где - геометрическая разность относительных скоростейw1 до входа и после входа в рабочее колесо. Коэффициент потерь ξ4 в этом случае принимают 0,6÷0,7.
Общая потеря энергии в рабочем колесе на расчетном режиме
Δlр.к=Δlp1+Δlp2+Δlp3+ΔlT.B.
Относительные потери энергии оцениваются политропным КПД рабочего колеса ήрк, который для современных компрессоров составляет 0,87÷0,92.
Потери энергии в щелевом диффузоре вызываются трением потока о стенки канала и возможными вихреобразованиями, которые приближенно можно оценить по формуле
, (1.53)
где λ – коэффициент трения, λ= 0,035÷0,04.
Политропный КПД щелевого диффузора составляет 0,65÷0,75.
Потери энергии в лопаточном диффузоре
, (1.54)
где - суммарный коэффициент потерь в лопаточном диффузоре,=0,10÷0,15. Политропный КПД лопаточного диффузора составляет 0,70÷0,80.
Потери энергии в спиральной камере и выпускном патрубке определяются по формуле
, (1.55)
где - коэффициент потерь энергии в выпускном патрубке и спиральной камере,= 0,2÷0,3. Политропный КПД для улитки и спиральной камеры составляет 0,40÷0,65.