2.9. Многоступенчатые осевые компрессоры.
Осевая компрессорная ступень создает малую степень повышения давления. При начальной температуре сжимаемого воздуха Т0=300К и предельной по числу Маха окружной скорости на выходе из колеса максимальная степень повышения давления в одной ступени составляет 1,2. В судовых ГТУ степень повышения давления πк=4÷12, которую можно получить только в многоступенчатом компрессоре.
Рабочий процесс
в si-диаграмме
для многоступенчатого компрессора
показан на рис.2.6. При построении диаграммы
принято, что скорости входа и выхода в
ступенях одинаковые, поэтому действительные
и теоретические напоры ступеней,
определяемые по статическим и полным
параметрам равны между собой (
и
).
По этой же причине с учетом равенства
скоростей на входе в первую ступень и
выходе из последней (с1=с3Z)
действительный напор Lа
проточной
части компрессора, найденный по
статическим параметрам р1,Т1
и р3Z,
Т3Z
будет равен напору
,
определяемому по полным параметрам
,
и
,
.
Отмеченное относится и к теоретическому
напору проточной части компрессора,
который в осевом компрессоре из-за малых
потерь на трение и утечки в ступенях
равен внутренней работе, затрачиваемой
на сжатие
(L0=
=
).
Линия Оа (рис.2.6) изображает процесс расширения воздуха во входном устройстве компрессора (входном патрубке и конфузоре). Вследствие расширения давление и температура газа понижаются с р0 ,Т0 во входном сечении патрубка до р1, Т1 перед рабочими лопатками первой ступени. Скорость газа при расширении увеличивается от с0 до с1. На ускорение потока во входном патрубке затрачивается работа
,
(2.19)
где ηкон=0,90÷0,95 – КПД входного устройства.
Сжатие в проточной части компрессора изображается линией abcd, которая условно называется политропной сжатия. Точки a,b,c,d на политропе сжатия соответствуют статическим параметрам на входе и выходе из отдельных ступеней. По линии de происходит сжатие воздуха в выходном устройстве патрубка за счет кинетической энергии потока, выходящего из направляющих лопаток последней ступени. Давление и температура воздуха в выходном сечении выпускного патрубка повышаются вследствие сжатия в диффузоре и патрубке до рк и Тк, которые определяются по полезно использованной энергии в выходном устройстве
,
(2.20)
где свых – скорость в выходном сечении выпускного патрубка;
ηдиф=0,65÷0,70-КПД выходного устройства.
Теоретический и действительный напоры проточной части многоступенчатого компрессора по статическим параметрам определяют по формулам
;
(2.21)
.
(2.22)
При существенной разнице в скоростях с1 и с3Z теоретический и действительный напоры следует рассчитывать по полным параметрам.
Изоэнтропийный КПД компрессора равен отношению изоэнтропийной работы сжатия к внутренней затраченной работе
.
(2.23)
Изоэнтропийную и внутреннюю работу сжатия в общем случае рассчитывают по полным параметрам
,
(2.24)
.
(2.25)
Для газов по своим свойствам близким к идеальному газу изобарическую теплоемкость можно определить по выражению
.
Изоэнтропийный КПД осевых компрессоров судовых газотурбинных установок составляет 0,90÷0,94.
Теоретический напор L0 проточной части равен сумме теоретических напоров отдельных ступеней (см.рис.2.6)
.
(2.26)
Действительный напор проточной части La меньше суммы действительных напоров ступеней La < Σla. Это связано с тем, что для реальных газов изобары в si-диаграмме расходятся в сторону больших значений энтропий.
Отношение суммы действительных напоров отдельных ступеней к действительному напору проточной части компрессора называется коэффициентом затраты энергии.
.
(2.27)
По физическому смыслу он аналогичен коэффициенту возвращенной теплоты в турбине. В компрессорах судовых газотурбинных двигателей R=1,02÷1,07.
Наличие коэффициента затраты энергии объясняется тем, что процесс сжатия в ступенях протекает с потерями. Под влиянием теплоты трения, передаваемой сжимаемому воздуху, удельный объем в конце действительного процесса сжатия в ступенях становится больше объема, который был бы в тех же ступенях при условии, что процесс сжатия у них изоэнтропийный. Поэтому на сжатие в тех же пределах давлений теперь требуется дополнительная затрата энергии. В отличие от турбины, потери энергии в компрессоре сказываются более отрицательно.
В осевых компрессорах применяются различные типы проточных частей:
Проточная часть имеет постоянный периферийный диаметр ступеней (dn=const ) и увеличивающийся диаметр у корня;
Проточная часть с постоянным диаметром у корня (dк=const) и уменьшающийся диаметр у периферии;
Проточная часть с увеличивающимися диаметрами в последующих ступенях у периферии и у корня;
Проточная часть с уменьшающимися диаметрами в последующих ступенях у корня и у периферии.
Тип проточной части выбирается в зависимости от требований, предъявляемых к компрессору. С увеличением среднего диаметра ступени повышается окружная скорость и растет напор, что позволяет уменьшить общее число ступеней в компрессоре. Понижение среднего диаметра позволяет увеличить длину лопаток последних ступеней, что приводит к уменьшению концевых потерь энергии и повышению КПД компрессора. Сохранение неизменным корневого или периферийного диаметра проточной части повышает технологичность изготовления, что влияет на стоимость компрессора.