Теоретический напор осевой компрессорной ступени
Теоретический напор осевой компрессорной ступени определяется аналогично теоретическому напору центробежной компрессорной ступени. Учитывая, что для осевой ступени u1=u2=u
. (2.1)
где с2u. с1u. w2u. w1u – проекции соответственно абсолютных и относительных скоростей на окружное направление на среднем диаметре (рис.2.3).
Полагая, что теоретический напор равен внутренней работе, затрачиваемой на сжатие газа массой 1 кг, его определяют из уравнения энергии как разность полных энтальпий в конце и начале процесса сжатия
. (2.2)
Так как 
; 
следует
, (2.3)
где l0=i3-i1 -теоретический напор ступени по статическим параметрам.
Из формулы (2.3) следует, что подводимая к рабочим лопаткам работа в общем случае идет на изменение как потенциальной, так и кинетической энергии сжимаемой среды. При выполнении равенства c3=c1 кинетическая энергия в ступени не изменяется, поэтому вся подводимая к рабочим лопаткам работа используется только для сжатия, такой режим работы будет наиболее оптимальным.
У вентиляторов выходная скорость больше входной, поскольку назначение вентиляторов – ускорение потока. В связи с этим за рабочими лопатками вентилятора не устанавливается направляющий аппарат.
Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет
Источник
Ступенчатое сжатие в турбокомпрессорах (ТК)
В компрессорах лопастных (центробежных и осевых) из-за ограничения окружных скоростей лопаток (по соображениям прочности) степень повышения давления в одной ступени невелика (eст=1,3-1,5). Это ведет к увеличению числа ступеней сжатия для достижения заданного давления. С одной стороны, это усложняет конструкцию, с другой стороны, появляется возможность размещения большего числа промежуточных охладителей воздуха. Процесс сжатия при этом приближается к изотермическому и, как следствие, уменьшается мощность привода.
На практике ступени разбивают на группы (секции) и охладители ставят между секциями. В пределах секции ступени не охлаждают, поэтому удельная работа сжатия в секции вычисляется по уравнению изоэнтропного (адиабатного) сжатия (6.2) с использованием изоэнтропного (адиабатного) КПД.
Здесь, как и в поршневых компрессорах, степени повышения давления в секциях eс обычно принимают одинаковыми, т.е. без учета гидравлических потерь в промежуточных охладителях:
, (6.15)
где z – число секций.
С учетом гидравлических потерь
. (6.16)
Удельная работа сжатия в компрессоре определяется как сумма удельных работ в секциях:
, (6.17)
. (6.18)
Здесь Tвс – температура воздуха на входе в соответствующую секцию, К, значение которой зависит от температуры охлаждающей воды и эффективности работы воздухоохладителя.
Работа лопаточных машин
6.3.1. Основное уравнение турбомашин (уравнение Эйлера) и его анализ
Теоретическая работа, сообщенная 1 кг газа (напор), Дж/кг, при изоэнтропном (адиабатном) сжатии его от давления Р1 до давления Р2 может быть вычислена по известному из термодинамики соотношению (6.2):
= 
.
Эта же работа может быть найдена из уравнения Эйлера:
, (6.19)
где u2 и u1 – окружные скорости концов рабочих лопаток, м/с; с2u и c1u – окружные составляющие абсолютных скоростей потока на выходе и входе рабочего колеса (см. рис. 6.2).
Рис. 6.2. Треугольники скоростей газового потока на входе и выходе рабочего колеса центробежного компрессора (ЦБК)
Используя соотношения для треугольников скоростей, преобразуем уравнение Эйлера. В соответствии с теоремой косинусов из выходного треугольника можно записать:
, где 
,
. (6.20)
Аналогично из входного треугольника:
. (6.21)
Подставив эти выражения в уравнение Эйлера (6.19) получим:
. (6.22)
Это преобразованное уравнение Эйлера, удобное для анализа. Здесь два последних члена выражают часть работы ТК, затраченной на прирост давления газа в рабочем колесе. Это статический напор колеса. Первый член – это динамический напор колеса, который может быть преобразован в статический напор в диффузоре ТК.
Из уравнения (6.19) видно, что максимальный напор, а следовательно, максимальное давление, развиваемое ступенью ТК, будут при 
, т.е. при a1=90° (вход потока в колесо без предварительной закрутки): 
. Иначе
, (6.23)
где 
– коэффициент закрутки потока, который является характеристикой геометрии рабочего колеса. Отсюда важный вывод:
· при постоянном значении j (для одного и того же колеса), напор (удельная работа сжатия) развиваемый компрессором пропорционален квадрату частоты вращения колеса.
Максимальная окружная скорость u2 лимитируется условиями прочности. В стационарном компрессоростроении при загнутых рабочих лопатках для применяемых материалов обычно принимают u2@250 м/с. В таких ступенях ЦБК степени повышения давления составляют eст=1,3-1,5.
На практике в ЦБК могут быть использованы рабочие колеса с лопатками следующих форм (см. рис. 6.3):
 |
Рис. 6.3. Схемы рабочих колес ЦБК: а – лопатки загнуты назад; б – лопатки радиальные; в – лопатки загнуты вперед
В соответствии с (6.23), если все три колеса одного диаметра, то при неизменной частоте вращения (u2=const) и одинаковых условиях входа потока наименьший напор будет в колесе а) и наибольший – в колесе в).
Преобразование кинетической энергии потока в потенциальную происходит в диффузоре и обратном направляющем аппарате. Оно сопровождается значительными газодинамическими потерями. Эти потери растут с увеличением скорости c2 (в соответствии с законом Дарси). Отсюда области применения центробежных компрессоров с разными типами колес:
1) в стационарных крупных компрессорах, для которых экономичность имеет первостепенное значение, используют рабочие колеса с лопатками, загнутыми назад (b2л=35-55°);
2) загнутые вперед лопатки применяют в тех случаях, когда необходимо получить высокий напор в одной ступени, а величина КПД играет второстепенную роль;
3) наиболее прочные – радиальные лопатки. Они позволяют получать окружную скорость до 500 м/с. Кроме того, эти лопатки обеспечивают максимальную диффузорность, т.е. наибольший член уравнения (6.22): 
.
Благодаря этому в одном колесе с радиальными лопатками достижимы более высокие статические давления. Такие колеса применяются тогда, когда требуются высокие давления при минимальных габаритах и массе. Обычно в транспортных конструкциях.
В осевых компрессорах (ОК) обычно u1=u2, т.е. в уравнении (6.22) отсутствует член 
, отражающий влияние центробежных сил.
Вследствие этого ступень ОК развивает значительно меньший напор, чем ступень ЦБК. Так что при равных степенях повышения давления и других равных условиях ОК имеет значительно большее число ступеней, чем ЦБК.
Источник
Напор, коэффициенты напора ступени центробежного компрессора
При анализе течения в турбокомпрессорах и при проектировании удобно пользоваться не абсолютными значениями напоров, а их относительными величинами в виде коэффициентов напора, представляющих собой отношение напора к квадрату характерной окружной скорости:
, (5.6)
где h – напор или работа, отнесенная к 1 кг газа, [Дж/кг]; Uх – характерная окружная скорость, м/с.
В качестве характерной окружной скорости выбирается:
• для центробежных компрессоров – U2(окружная скорость на внешнем диаметре колеса D2);
• для осевых компрессоров – Uк (окружная скорость на диаметре концов лопаток Dк).
Общая формула (5.6) конкретизируется в зависимости от того, какой вид удельной работы будет стоять в числителе, например,
при 
→ψТ – коэффициент теоретического напора (коэффициент теоретической работыφU2 [10, 12], коэффициент циркуляции 
[2]);
при 
→ ψi – коэффициент внутреннего напора (коэффициент мощности [12] 
);
при 
→ ψп– коэффициент политропного напора (коэффициент полезной работы)
при 
→ 
– коэффициент политропного напора по полным параметрам (коэффициент полезной работы по полным параметрам).
Уравнение (5.2) в безразмерном виде будет выглядеть
,
а коэффициенты политропного и внутреннего напоров связаны между собой через политропный КПД
.
Рассмотрим особенности определения коэффициентов напора для центробежных и осевых компрессоров.
а) Центробежный компрессор
Для ступеней центробежных компрессоров 
и 
если поток не имеет закрутки на входе в рабочее колесо, тогда
,
из треугольника скоростей (рис. 5.4) следует
, (5.7)
,
Обозначив 
— коэффициент расхода, получим
, (5.8)
из формулы (5.8) следует, что с увеличением угла β2 (ctg β2 уменьшается), коэффициентψТ увеличивается.
Рис. 5.4. К определению коэффициента теоретического напора для рабочего колеса центробежного компрессора
Поскольку уравнение Эйлера было получено для элементарной трубки тока, оно может быть применено для рабочего колеса, в котором линии тока имеют форму средней линии лопаток, теоретически это возможно, когда число лопаток бесконечно (zл→∞). В этом случае геометрический угол установки лопатки βл2 совпадает с углом выхода потока β2 (βл2=β2) и выражение (5.8) можно записать
; (5.9)
б) Осевой компрессор
Для ступеней осевых компрессоров 
и почти всегда 
т.к. поток закручен предыдущим направляющим аппаратом. Кроме того, как указывалось ранее, 
и 
, поэтому коэффициент теоретического напора:
.
Схема решетки рабочего колеса и совмещенный треугольник скоростей приведены на рис. 5.5. Из треугольника скоростей следует, что 
, а также 
и 
, тогда
,
.
Обозначив 
— коэффициент расхода, получим
. (5.10)
Рис. 5.5. К определению коэффициента теоретического напора для рабочего колеса осевого компрессора
Из формулы (5.10) следует, что если увеличивать разницу 
, то будет увеличиваться разность 
и, как следствие ψТ . Таким образом, в рабочем колесе, имеющим сильно загнутые лопатки, создается больший напор (рис. 5.6).
Рис. 5.6. Коэффициент теоретического напора в рабочем колесе схемы а) ниже, чем в рабочем колесе схемы б)
Организация стока поверхностных вод: Наибольшее количество влаги на земном шаре испаряется с поверхности морей и океанов (88‰).
Опора деревянной одностоечной и способы укрепление угловых опор: Опоры ВЛ — конструкции, предназначенные для поддерживания проводов на необходимой высоте над землей, водой.
Папиллярные узоры пальцев рук — маркер спортивных способностей: дерматоглифические признаки формируются на 3-5 месяце беременности, не изменяются в течение жизни.
Общие условия выбора системы дренажа: Система дренажа выбирается в зависимости от характера защищаемого.
Источник