1.12. Характеристики центробежного компрессора.

Под характеристиками компрессорной ступени понимают графические зависимости коэффициента напора и изоэнтропийного КПД от коэффициента расхода при постоянной окружной скорости. Такие зависимости строят по результатам испытаний модельных ступеней на экспериментальных установках и используют при проектировании компрессоров.

Характер зависимостей ψ=f(φ) у центробежных компрессоров определяется типом рабочего колеса, что вытекает из зависимости (1.43), в которую входит радиальная составляющая скорости выхода потока из рабочего колеса, зависящая от расхода, и выходной угол β_2л рабочих лопаток.

Из формулы (1.43) следует, что при неизменной частоте вращения ротора в компрессоре с лопатками загнутыми вперед теоретический коэффициент напора с ростом расхода линейно увеличивается, а у компрессора с лопатками, загнутыми назад, линейно уменьшается. Для компрессора с радиальными лопаткамиот расхода не зависит.

Потери в компрессоре, особенно от неоптимальных углов атаки уменьшают напор и приводят к тому, что действительный коэффициент напора становится функцией расхода у всех компрессоров, включая и компрессор с радиальными лопатками. Зависимостьψ=f(φ) при этом является уже не линейной, а близкой к параболической (рис.9).

Больший КПД имеет компрессор с загнутыми назад лопатками при выходном угле β_2л=130÷145⁰. Одновременно у такого компрессора коэффициент расхода φ=с_1а/u₂, cоответствующий началу помпажа, будет наименьшим. Поэтому компрессор с лопатками, загнутыми назад имеет наибольший диапазон устойчивой работы.

Тип направляющего аппарата оказывает влияние на форму характеристики компрессора таким образом, что она в компрессоре с безлопаточным диффузором будет более пологая, чем в компрессоре с лопаточным диффузором. Это объясняется тем, что в безлопаточном диффузоре потери энергии слабо зависят от расхода, тогда как в лопаточном – влияние расхода, а следовательно, углов атаки на потери существенно.

Зависимость характеристик компрессора от типа направляющего аппарата представлена на рис.10. Замена лопаточного диффузора безлопаточным привела к тому, что характеристики компрессора стали пологими, а граница помпажа сместилась в сторону меньших расходов, однако напор и КПД компрессора на номинальном режиме при этом уменьшились.

Построение характеристик компрессора на рис.10 производилось с использованием расхода воздуха приведенного к нормальным атмосферным условиям на всасывании (р₀=0,1013 Мпа, Т₀=293 К). Кривые напора соответствуют постоянной частоте вращения, приведенной к нормальной температуре Т₁. Построенные в таких координатах характеристики компрессора называются приведенными. При определении приведенных расхода и частоты вращения использовались формулы, полученные из теории подобия

(1.44)

. (1.45)

1.13. Помпаж центробежного компрессора и его устранение.

Помпаж центробежного компрессора является следствием больших потерь энергии в каналах рабочего колеса и направляющего аппарата, возникающих из-за срыва потока за входными кромками лопаток при больших положительных углах атаки. Положительные углы атаки имеют место при малых значениях коэффициента расхода , то есть при пониженной подаче компрессора и повышенной частоте вращения рабочего колеса.

При больших углах атаки вихревая зона, возникающая в результате отрыва потока, заполняет большой объем межлопаточного канала, прилегающий к всасывающей стороне лопасти, и является низкоэнергетической зоной рабочего тела, через которую газ из области высокого давления (нагнетания) устремляется с высокой скоростью в область низкого давления (всасывания), навстречу основному потоку. В связи с тем, что β=р₁/р₂ < β_КР обратные перетекания происходят со сверхкритической скоростью, при этом давление р₂ понижается, а р₁ – увеличивается и на какой-то промежуток времени обратные перетекания приостанавливаются до очередного повышения перепада давлений (р₂-р₁), при котором все повторяется. Сверхзвуковые скорости встречного движения газа тормозятся во всасывающей области с образованием скачков уплотнений. Поэтому помпаж сопровождается хлопками, повышенной вибрацией корпуса, пульсацией давления в нагнетательном патрубке. Производительность компрессора при помпаже резко падает. Аналогичная картина наблюдается и при обтекании лопаток диффузора. Однако здесь β=р₃/р₄ чаще превышает β_КР, поэтому обратные перетекания происходят с дозвуковыми скоростями без образования скачков уплотнений при торможении их в щелевом диффузоре. Возникновение помпажа на лопатках диффузора сопровождается повышенной шумностью работы компрессора, пульсациями давления на выходе и снижением его производительности.

Причиной помпажа может быть недостаточное согласование характеристик компрессора и сети, в результате чего рабочая линия характеристики компрессора проходит вблизи зоны неустойчивой работы. В таком случае рабочая точка компрессора при пониженном расходе или повышенной частоте вращения может оказаться на линии помпажа.

Для того чтобы избежать указанного явления, при согласовании характеристик компрессора и сети требуется на всех режимах работы компрессора обеспечить необходимый коэффициент запаса устойчивости по помпажу, определенный по формуле

(1.46)

где (π_к/G)_пом – отношение степени повышения давления к расходу газа в точке пересечения линии постоянной частоты вращения компрессора с линией помпажа;

(π_к/G) – то же в рабочей точке компрессора.

Коэффициент устойчивости должен быть не менее 15% на номинальном режиме и не менее 8% на всех остальных режимах. Для повышения К_уст характеристики компрессора необходимо сместить влево (в сторону более устойчивой работы).

Смещение характеристики компрессора влево может быть достигнуто уменьшением входного угла β_1л рабочих лопаток, если помпаж является следствием потерь энергии на входе в компрессор или уменьшением входного угла α_3л, а также ширины лопаток диффузора b₃, если помпаж возникает в направляющем аппарате. Указанные мероприятия могут быть выполнены заменой вращающего направляющего аппарата рабочего колеса или лопаток диффузора.

Смещение рабочей линии характеристики компрессора в устойчивую зону достигается открытием противопомпажного клапана. Однако это недопустимо в наддувочных компрессорах поршневых ДВС, т.к. при неизменной цикловой подаче топлива и уменьшении расхода воздуха повышается теплонапряженность двигателя.

В процессе эксплуатации помпаж может возникнуть из-за ухудшения технического состояния компрессора или его сети.