Эксплуатационные характеристики вентиляторов и дымососов

В энергетике используется понятие "эксплуатационный режим", при котором установка работает большую часть времени. При таком режиме КПД вентилятора называют эксплуатационным

_э =  _р (7.16)

где  - КПД вентилятора на оптимальном режиме; р - КПД регулирования, который является переменной величиной, зависящей от нагрузки и способа регулирования вентилятора.

Кроме эксплуатационного КПД пользуются кривыми сброса мощности для различных способов регулирования. Более экономичным является то регулирующее устройство, которое обеспечивает более быстрое уменьшение мощности (более медленное снижение КПД) по мере уменьшения производительности, т.е. имеет более крутую кривую сброса мощности.

Акустические свойства вентилятора определяются его акустической или шумовой характеристикой.

Шумовой характеристикой вентилятора называют зависимость суммарного уровня звуковой мощности, создаваемого вентилятором шума раздельно на сторонах всасывания, нагнетания и вокруг вентилятора от его производительности.

Влияние механических примесей на работу вентиляторов и дымососов

Особенностью условий работы дымососов и мельничных вентиляторов является наличие в рабочей среде твердых примесей - золы в дымовых газах и угольной пыли в воздухе, вызывающих эрозионный и абразивный износы лопаток и дисков рабочего колеса, а также обечайки спирального корпуса. Наибольший износ наблюдается в тех местах лопаток и дисков рабочего колеса, к которым силами инерции прижимаются твердые частицы. Иногда перемещаемый газ увлажнен и содержит капельную влагу. Увлажненный газ вызывает эрозионный и коррозионный износ деталей вентилятора. Если газовый поток и изнашиваемая деталь находятся при высоких температурах, то процесс износа значительно усиливается термическим влиянием.

Износ вращающихся деталей, а также отложения частиц приводят к нарушению статической и динамической балансировки ротора, к увеличению нагрузки на подшипники, к появлению вибрации.

Степень износа определяется по наличию вибраций. В процессе эксплуатации обычно приходится несколько раз балансировать ротор до замены деталей колеса из-за их износа.

Лекция 9

Компрессоры

ДИНАМИЧЕСКИЕ КОМПРЕССОРЫ

К компрессорам динамического действия относятся центробежные, осевые и струйные компрессоры. Центробежные и осевые компрессоры называются турбокомпрессорами.

ТУРБОКОМПРЕССОРЫ

Расчетные соотношения центробежных и осевых ступеней турбокомпрессоров

Основным элементом турбокомпрессора являются центробежная и осевая ступени.

Степень повышения давления центробежной ступени ε  1,5. Основы теории центробежной ступени изложены ранее. Ступень характеризуется безразмерными коэффициентами расхода _r2 = с_r2 /u₂ и закручивания потока _u2 = с_u2 /u₂. Для характеристики относительной доли повышения энергии давления в рабочем колесе (p₂ - p₁^*)/ρ в сравнении с теоретической удельной работой l_т, введен коэффициент реактивности Ω.

В компрессоре, в отличии от вентилятора существенное влияние на эффективность ступени оказывают протечки газа через уплотнения, а также потери на трение боковых поверхностей колеса в среде газа. Работа l_т (которую мы определили ранее) не учитывает этих потерь. Влияние протечек учитывается коэффициентом потерь на утечки или просто относительными потерями на утечки - β_пр, а также коэффициентом потерь на трение β_тр.

β_пр = m_пр /m ; β_тр= N_тр / (m l_т), где

т – полная масса газа, протекающего через ступень в единицу времени;

m_пр – масса протечек в единицу времени;

N_тр – мощность, затрачиваемая на преодоления сопротивления трения (Вт).

Тогда полная работа, затрачиваемая на сжатие 1 кг газа, проходящего через проточную часть ступени

l = (1+ β_пр+ β_тр) l_т = l_эф / η_пол (8.1)

Эффективная работа ступени

l_эф = η_пол (1 + β_пр+ β_тр) l_т = η_пол (1 + β_пр+ β_тр) φ_u2 u₂² (8.2)

В уравнении (8.2) гидравлический η_г = η_пол (1 + β_пр+ β_тр).

Уравнения (8.1) и (8.2) запишем следующим образом:

l = χ u₂² (8.3)

l_эф = ψ u₂² (8.4)

г де χ = φ_u2 (1 + β_пр+ β_тр) = φ_u2 α - коэффициент мощности; ψ = η_г φ_u2 коэффициент удельной работы.

Гидравлический учитывает внутренние потери энергии в колесе и неподвижных элементах ступени, за исключением затрат работы, вызванной трением в области наружных поверхностей вращающихся дисков компрессора, и работы на сжатие газа, перетекающего в щелях между вращающимся рабочим колесом и корпусом, направляющим аппаратом и валом.

Энергетический баланс ступени, отнесенный к 1 кг газа, приведен на рис. 8.1.

К валу компрессора подводится от двигателя работа l_c. Часть этой работы Δl_мех тратится на преодоление трения в подшипниках. Оставшаяся полная работа l* затрачивается на повышение давления основной массы газа, покрытие потерь, вызванных трением дисков рабочего колеса Δl_тр, на повышение давления газа, перетекающего через внутренние лабиринтовые уплотнения Δl_пр на преодоление потерь в проточной части ΣΔl_пр.ч и создание кинетической энергии 0,5c_к² при выходе газа из ступени.

Кинетическая энергия 0,5c₁², соответствующая скорости газа перед входом на рабочие лопатки, создается в первой ступени машины в результате уменьшения энтальпии газа с h₁^* до h₁, а в промежуточной или концевой - за счет работы предшествующей ступени.

Из рис. 8.1 можно определить все КПД в виде отношения соответствующих работ: гидравлический (газодинамический) η_г = l_эф/l_т; внутренний η_i = l_эф/l^*; политропный η_пол = l_пол / l.

Н а рис. 8.2 представлена промежуточная и концевая ступени компрессора.

Степень повышения давления осевой ступени ε < 1,5. Для современных воздушных дозвуковых ступеней КПД η_пол = 0,86 - 0,95.

Для характеристики ступени введено понятие степени реактивности - отношение потенциальной энергии давления l_п к энергии l_т, полученной газом в рабочем колесе

Ω = l_п / l_т = (l_т - l_к)/ l_т =l- l_к / l_т =l-(c₂²- с₁²)/2 l_т (8.10)

Для осевой ступени выражение (8.10) можно упростить; при u₁ = u₂, c_r1c_r20 и c_a1c_a2 получим

Ω = l-(c_u1 + с_u2)/(2u) (8.11)

В зависимости от степени реактивности в теории осевых компрессоров различают три основные кинематические схемы ступеней: Ω = 0; 0,5 и 1. В ступени Ω = 0 вся энергия l_т, подводимая в колесе к газу, идет на увеличение кинетической энергии газа, поэтому такую ступень называют активной ступенью. В такой схеме направляющий аппарат находится в неблагоприятных условиях, так как все сжатие газа осуществляется в направляющем аппарате ступени, имеющем большую диффузорность. Недостаток такой ступени - низкий КПД, особенно при переменных режимах. В силу указанных причин ступени Ω = 0 в турбокомпрессорах практически не применяются.

В осевой ступени Ω = 0,5 только половина l_т идет на увеличение кинетической энергии газа. Такая ступень характеризуется закруткой потока перед рабочим колесом в сторону вращения. Осевые ступени Ω = 0,5 используются для высоконапорных стационарных компрессоров, так как в таких компрессорах имеет место равномерное распределение диффузорности между рабочим и направляющим аппаратом и на рабочие лопатки действуют умеренные изгибающие нагрузки. Применение ступеней Ω = 0,5 целесообразно при больших окружных скоростях и > (240 - 250) м/с при работе на воздухе.

Рассмотренная ступень с Ω = 0,5 имеет высокий КПД из-за соотношения скоростей и рациональной формы лопаток.

В ступени Ω = 1 вся подводимая к газу энергия идет на повышение давления газа в рабочих лопатках. Такая ступень называется реактивной. В ступени Ω = 1 направляющий аппарат служит лишь для изменения направления движения газа, поэтому на него действует небольшой перепад давлений, вызванный сопротивлением направляющей решетки. В ступени Ω = 1 c_u1 = - c_u2, т.е. поток закручивается перед рабочим колесом в сторону, противоположную вращению ротора.

Анализ показывает, что ступени Ω = 1 целесообразно применять при малых окружных скоростях (и = 160 - 220 м/с при работе на воздухе).

В дозвуковых осевых компрессорах кроме ступеней Ω = 0,5 и 1 применяются ступени Ω = 0,7 - 0,8. Такие ступени характеризуются тем, что поток выходит из них под углом 90°, т.е. поток газа на входе в рабочий аппарат и на выходе из промежуточного направляющего аппарата имеет осевое направление, поэтому осевые компрессоры с такими ступенями могут не иметь входного направляющего и спрямляющего аппаратов.

Ω = 1 Ω = 0,5 Ω = 0

Скорости течения газа в компрессорах соизмеримы со скоростью звука. В этих условиях важной характеристикой течения является число М - число Маха. Для компрессорных решеток профилей различают два характерных значения числа М: критическое М_кр и максимальное М_макс. Под критическим числом понимают такое число М на входе в решетку, при котором в какой-нибудь точке профиля местная скорость достигает скорости звука.

Для современных дозвуковых профилей осевых компрессоров критические числа М < 0,65 - 0,85.

Исследования плоских решеток в аэродинамических трубах показывают, что при числах М < М_кр характеристики решеток практически не изменяются. При М > М_кр наблюдается рост потерь, а при М = М_макс потери становятся настолько большими, что напор и КПД решетки резко падают.

В осевых и центробежных промышленных компрессорах преимущественно применяются дозвуковые ступени. В осевых ступенях М_макс < 0,85 - 0,95. Дозвуковые ступени имеют высокие КПД: например, КПД осевых ступеней 0,92 - 0,95. Осевая скорость для стационарных компрессоров составляет обычно 80 - 110 м/с, для компрессоров транспортного типа 140 - 200 м/с.