Элементы ступени центробежного компрессора

Схема и особенности работы центробежной ступени компрессора

Рассмотрим схему центробежной компрессорной сту­пени. Основными элементами ступени являются рабочее коле­со A и диффузор Б, а характерными сечениями воздушного трак­та — сечение 1-1 перед рабочим колесом, сечение 2-2 за ним, сечение 2¢-2¢на входе в лопаточный диффузор и сечение 3-3 на выходе из диффузора. За диффузором может быть установлен выходной канал В или выходные патрубки, обеспечиваю­щие поворот выходящего из диффузора потока в нужную сторону (например, из радиального в осевое направление). На рис. по­казаны также характерные размеры ступени: D _вт1, D_к1, D ₂ и D ₃.

Течение воздуха в колесе.Рабочее колесо обычно представляет собой диск, на торцевой поверхности которого расположены рабочие лопатки сложной формы.

Рассечем колесо цилиндрической поверхностью А-А, расположенной, например, на среднем ра­диусе входногосечения. Развертка этого сечения на пло­скость будет иметь вид, показанный на рисунке.

Вектор абсолютной скорости на входе в рабочее колесо обычно имеет малые радиальные составляющие и поэтому для анализа осо­бенностей течения воздуха на входе поверхности тока в сечении 1-1 можно принять цилиндрическими.

Векторы абсолютной с₁, переносной u₁ и относительной w₁ ско­ростей воздуха образуют треугольник скоростей на входе в коле­со (на рисунке показан для случая осевого входа.)

Направление передних кромок лопаток рабочего колеса на рас­четном режиме работы компрессора во избежание срыва потока должно быть близким к направлению вектора w₁, которое характери­зуется углом β₁.

Сразу после входа в межлопаточный канал колеса воздушный поток, следуя изгибу его стенок, поворачивается так, что вектор от­носительной скорости w оказывается на­правленным почти параллельно оси сту­пени (см. рис. 3.22, б). На этом участке рабочего колеса течение воздуха анало­гично течению в колесе осевого компрес­сора — вследствие увеличения поперечного сечения межлопаточ­ного канала относительная скорость воздуха уменьшается, а дав­ление растет.

Затем поток воздуха, двигаясь по межлопаточным каналам колеса, поворачивается из осевого направления в ради­альное, при этом значение отно­сительной скорости потока почти не изменяется.

После этих двух поворотов воздушный поток движется в радиальном направлении, вовлекаясь одновременно лопатками ра­бочего колеса во вращательное движение с окружной скоростью, возрастающей по мере удаления от оси вращения.

В авиационных ГТД наиболее распро­странена радиальная или близкая к ней форма межлопаточных каналов в этой части рабочего колеса. Среднее значение относительной скорости потока воздуха w_ср здесь обычно почти не изменяется, так как по мере удаления от оси увеличение ширины канала (расстояния между соседними лопатками) сопровождается уменьшением его высоты (т. е. осевого размера). Однако, несмотря на постоянство w_ср, давление воздуха растет по радиусу, так как движение его частиц происходит здесь в поле действия центробежных сил. Одновременно возрастает и аб­солютная скорость воздуха.

Характерным является суще­ственно неравномерное распределение местных значений относи­тельной скорости w по поперечному сечению межлопаточного ка­нала. Воздух, текущий по каналу, участвует одновременно в двух движениях (рисунок 3.23).

С одной стороны, он течет от центра к периферии колеса. Соответствующая этому движению эпюра относительных скоростей (для колеса с радиальными лопатками) изображена на рис. 3.23, а.

С другой стороны, вошедшая в межлопаточ­ный канал масса воздуха не вращается относительно оси, и будет по инерции стремиться сох­ранять этот нулевой момент инерции (в абсолютном движении воздуха). В результате в относительном движении в меж­лопаточном канале возникает циркуляционное течение, направленное обратно направлению вращения колеса, как показано на рис. 3.23, б.

В результате сложения этих двух движений получим действительное распределение относительных скоростей воздуха в канале (рис. 3.23, в. )

Неравномерное распределение скоростей приводит к неравно­мерному распределению давлений в канале. У набегающей на поток стенки лопатки, где w имеет наименьшее значе­ние, давление, соответственно, оказывается повышенным, а у противоположной стенки — пониженным. Аналогичное распределение давлений наблюда­ется и в соседних каналах. Следовательно, на каждой лопатке ко­леса возникает разность давлений, создающая момент сопротивле­ния вращению, для преодоления которого необходимо приложить соответствующий момент (от внешнего источника мощности) к ва­лу рабочего колеса.

На выходе из колеса средняя относительная скорость воздуха w₂ вследствие инерционности потока направлена не точно вдоль лопаток (по радиусу), а с неко­торым отклонением в сторону, противопо­ложную направлению вращения колеса. Сло­жив вектор w₂ с векто­ром окружной скорости колеса в этом сечении u₂, можно определить абсолютную скорость c₂, как показано на рис. 3.24, б. При этом, как видно из этого тре­угольника скоростей, значение c₂ оказывается близким к значению окружной скорости колеса u_2.

В некоторых конструкциях центробежных ступеней рабочие ло­патки в выходной части рабочего колеса располагаются не по ради­усам, а с отклонением от радиального направления в сторону, про­тивоположную направлению вращения колеса (рис. 3.24, а). При этом наблюдается аналогичная картина, но угол β₂, который в ступени с радиальными лопатками был бли­зок к 90°, существенно уменьшается. Одновременно уменьшается и значение c₂ при данном значении и₂, что облегчает задачу последу­ющего торможения выходящего из колеса воздушного потока в диф­фузоре и тем самым способствует повышению КПД ступени.

В принципе возможно выполнение ступени с лопатками, обеспечивающими получение β₂>90°, как показано на рис. 3.24, в. Однако на практике такие ступени применяются редко.

Течение воздуха в диффузоре.Воздух, вышедший из колеса со скоростью c₂, поступает далее в диффузор.

В отличие от осевой ступени, параметры воз­душного потока в зазоре между рабочим колесом и лопатками диф­фузора не остаются неизменными. Пренебрежем трением о стенки диффузора. Тогда при свобод­ном течении воздуха в этом зазоре момент количества движения каждой его час­тицы относительно оси ступени должен оставаться неизменным. Поэто­му, если Δm — масса частицы, c_u — окружная составляющая её аб­солютной скорости и r — текущий радиус, то Δmc_ur = const или c_ur = const, т.е. c_u = const/r. Следовательно, окружная составляющая, а вместе с ней и абсолютное значение скорости воздуха в рассматриваемом за­зоре уменьшаютсяпо мере увеличения радиуса. Это сопровождается соответствующим увеличением давления.

Таким образом, даже при отсутствии за колесом спрямляющих поток лопаток, можно организовать торможение воздушного пото­ка, выходящего с большой скоростью из колеса, направив его в пространство между двумя кольцевыми поверхностями (стенками). Поэтому участок между сечениями 2-2 и 2′-2′ (см. рис. 3.20) по­лучил название “безлопаточный диффузор”.

Однако в без­лопаточном диффузоре уменьшение скорости происходит сравни­тельно медленно (примерно обратно пропорционально радиусу), что приводит к необходимости выпол­нять его с увеличенными диаметраль­ными габаритными размерами и сопро­вождается большими потерями на тре­ние воздуха о стенки. Для более эф­фективного торможения потока, выхо­дящего из колеса, в центробежных сту­пенях (компрессорах) авиационных ГТД обычно применяют лопаточные диффузоры, работающие аналогично направляющим аппаратам осевых сту­пеней. Примерный вид межлопаточных каналов лопаточного диффузора при рассечении его плоскостью, нормальной к оси вращения колеса ступени, показан на рис. 3.25. В некоторых конструкциях для уменьшения габаритных размеров цен­тробежной ступени канал диффузора выполняется криволинейным с частич­ным или полным поворотом потока в нем из радиального направления в осе­вое.

При течении воздуха в выходном канале или выходных патрубках ступени (за диффузором) его дав­ление уже практически не изменяется.

В одной центробежной ступени при равных значениях окруж­ной скорости на внешнем диаметре колеса можно получить значи­тельно большее повышение давления воздуха, чем в осевой ступе­ни, благодаря благоприятному эффекту действия центробежных сил в направлении движения воздушного потока в рабочем колесе. Но в то же время (в отличие от осевой ступени) ее диаметр намного пре­вышает диаметр входа в колесо, определяемый, в основном, потреб­ным объемным расходом воздуха. Кроме того, поворот потока в ко­лесе из осевого направления в радиальное и последующий обрат­ный поворот в направление, близкое к осевому, в выходном канале (или в самом диффузоре) приводят к повышенным гидравлическим потерям.

Указанные недостатки центробежной ступени могут быть в значи­тельной степени смягчены в так называемой диагональной ступени, схема проточной части которой показана на рис. 3.26. По своим па­раметрам и принципу работы она занимает промежуточное поло­жение между осевой и центробежной ступенью. Сжатие воздуха в ее рабочем колесе происходит как вследствие уменьшения относительной скорости воздуха в межлопаточных каналах, так и в ре­зультате работы центробежных сил, совершаемой при перемещении частиц воздуха в колесе от центра к периферии (по коническим по­верхностям тока). Но доля этой работы в общей работе сжатия воздуха в колесе здесь меньше, чем в центробежной ступени. Это снижает возможные значения степени повышения давления возду­ха в такой ступени. Но зато меньшее отклонение основного направ­ления течения воздуха от осевого позволяет уменьшить диаметраль­ные габаритные размеры ступени и получить более высокие значе­ния ее КПД. Направляющий аппарат (диффузор) в диагональной ступени по своему принципу работы и устройству мало отличается от рассмотренного выше направляющего аппарата осевой ступени.

Дата добавления: 2018-05-10 ; просмотров: 957 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Источник

Большая Энциклопедия Нефти и Газа

Ступень — центробежный компрессор

Ступень центробежного компрессора , показанная на рис. 8.8, имеет рабочее колесо, представляющее собой вращающуюся лопаточную систему. Сжимаемый газ поступает в рабочее колесо из камеры всасывания. Давление при этом падает, так как скорость газа на пути 01 возрастает при постоянстве полного давления. В рабочем колесе ( участок 12) под действием центробежных сил происходит повышение давления и кинетической энергии газа. На выходе из рабочего колеса абсолютная скорость газа достигает максимального значения в проточной части компрессора. [1]

Ступень центробежного компрессора ( рис. 6.1) состоит из входного устройства а, колеса б, диффузора в и выходного устройства г. Основной рабочей частью ступени является рабочее колесо ( крыльчатка), снабженное лопатками. [3]

Проточная часть ступени центробежного компрессора состоит из подводящего канала, рабочего колеса, устройства для преобразования скоростного напора, полученного в колесе, в энергию давления, и отводящего канала. [4]

Проточная часть ступени центробежного компрессора состоит из подводящего канала, рабочего колеса, устройства для преобразования скоростного напора, полученного в колесе, в энергию давления и отводящего канала. [6]

Для сравнения ступеней центробежных компрессоров различных конструкций пользуются безразмерными характеристиками. [7]

Экспериментальное изучение работы ступени центробежного компрессора с помощью малоинерционных приборов показывает, что поток в отдельных элементах проточной части является пульсирующим и при установившихся режимах. Для исследования качественных особенностей нестационарного потока за рабочим колесом и неустановившихся режимов в безлопаточном диффузоре при малой производительности в лаборатории компрессоростроения ЛПИ был применен зонд пульсаций полного давления ( ЗППД) с чувствительным элементом из цилиндрической ( jt-l) 0 пьезокерамики. [8]

Главным принципом построения модели ступени центробежного компрессора является модульность, состоящая в том, что каждая модель элемента проточной части должна быть представлена в виде одной или нескольких самостоятельных процедур. Только в этом случае можно свести расчеты для каждого элемента к простому вызову этих процедур на нужное место в программе, а саму программу сократить до предела, сделать наглядной и легко читаемой. [9]

Модели элементов проточной части ступени центробежного компрессора реализованы в виде процедур, каждая из которых или решает систему уравнений, или проводит вычисления по ряду последовательно записанных формул, определяя нужные термогазодинамические параметры потока. Исходные уравнения представлены в условных температурах, так как это позволяет формально записать их в том же виде, что и для идеального газа. [10]

Удельная работа, обеспечиваемая одной ступенью центробежного компрессора , как правило, недостаточна для обеспечения термодинамического цикла паровой холодильной машины. [12]

На рис. 4.20 показана в разрезе ступень центробежного компрессора . Находящемуся между лопатками газу при вращении рабочего колеса сообщается вращательное движение, в результате чего газ под действием центробежной силы движется к периферии колеса. Затем газ попадает в диффузор, площадь которого увеличивается с увеличением радиуса, скорость частичек газа при этом снижается, а давление возрастает. [14]

Источник

Рабочий процесс в ступени центробежного компрессора.

Рисунок 5. Характерные сечения ступени центробежного компрессора.

Для более подробного пояснения принципа действия ступени центробежного компрессора рассмотрим дви­жение газа в его элементах. Обозначим характерные сечения ступени центробежного компрессора (см. рисунок 5).

Н—Н — сечениена вхо­де в центробежную машину. Параметры газа в этом сечении: давление Р_н, температура Т_н и ско­рость С_н ;

1—1 —сечение на входе в рабочее колесо. Параметры газа в этом сечении: давление Р₁, температура Т₁ и ско­рость С₁;

2—2 — выход из рабочего колеса. Параметры газа в этом сечении: давление Р₂, температура Т₂ и ско­рость С₂;

3—3 — выход из диффузора. Параметры газа в этом сечении: давление Р₃, температура Т₃ и ско­рость С₃;

4—4 — сечение на выходе из компрессора. Параметры газа в этом сечении: давление Р₄, температура Т₄ и ско­рость С₄.

Рассмотрим процесс течения газа вдоль цилиндрической поверхности А-А (см. рисунок 6).

Рисунок 6. Схема ступени центробежного компрессора

Для этого рассечем ступень центробежного компрессора цилиндрической поверхностью диаметром D_1, ось которой совпадает с осью колеса. Развернув эту поверхность на плоскость, по­лучим плоскостное сечение.

Плоскостное сечение рабочего колеса представлено на рисунке 7. Колесо вращается с угловой скоростью ω (радиан /сек) :

,

где n — число оборотов колеса, мин -1

и окружной ско­ростью U (м / сек) на диаметре D₁:

.

Газ поступает на вход в рабочее колесо с абсолютной скоро­стью С_1. Струйки газа подхватываются лопатками колеса и начинают вращаться вместе с колесом с окружной (пере­носной) скоростью U₁. В результате поток движется в межлопаточных каналах колеса со скоростью W₁ называ­емой относительной скоростью и равной геометрической разно­сти абсолютной C₁ и окружной U₁ скоростей:

Относительной скоростью W₁ называют скорость потока газа, измерен­ную в неподвижной относительно межлопаточного канала си­стеме координат, одна из осей которой совпадает с направ­лением движения потока.

В соответствии с данным уравнением по правилу сложения векторов строится параллелограмм скоростей на входе газа в рабочее колесо (см. рисунок 8). В теории лопаточных машин вместо параллелограмма скоростей принято использовать треугольник скоростей (см. рисунок 7, 8).

Рисунок 7. Плоскостное сечение рабочего колеса центробежного компрессора.

Рисунок 8. Параллелограмм и треугольник скоростей при радиальном (безударном) входе газа в рабочее колесо.

С целью обеспечения безударного входа потока в рабочее колесо необходимо, чтобы вектор относитель­ной скорости W₁ совпадал с направлением передних кромок лопаток рабочего колеса, т. е. должно соблюдаться равенство:

где β₁ – угол между вектором окружной скорости U₁ и вектором относитель­ной скорости W₁ ;

β_1л – конструкторский угол установки лопаток на диске на входе в рабочее колесо.

Разница между углами β₁ и β_1л называется углом атаки i.

На расчетном режиме i ≈ 0.

Угол α между вектором окружной скорости U₁ и вектором абсолютной скоро­сти С₁ называется расчетный (рабочий угол). При осесимметричном входе газа в ступень

При отклонении от расчетного режима работы центробежного компрессора угол β₁ изменяется (см. рисунок 9). Увеличение или уменьшение расхода газа через ступень приводит к соответствующему изменению абсолютной скорости C₁, а окружная скорость U₁ сохраняется неизменной (угол сохраняется α₁=90 0 , так как поток в рабочее колесо входит осесимметрично). Следовательно, вектор относитель­ной скорости W₁ изменяется по величине и направлению, изменяется угол β₁. При этом угол атаки i может принять как отрицательное значение (недогруженный режим при угле β₁ // ), так и положительное значение (перегруженный режим при угле β₁ / ).

Рисунок 9. Изменение треугольника скоростей на входе газа в рабочее колеса при отклонении от расчетного режима работы

При движении в межлопаточном канале рабочего колеса струйки газа под действием центробеж­ных сил стремятся сохранить радиальное движение вдоль ка­нала. Кроме того, струйки газа подвергаются силовому воздействию от лопаток рабочего колеса, вращающегося с окружной ско­ростью U. В результате на выходе из канала струйки газа покидают рабочее колесо с абсолютной скоростью C₂, которая складывается из окружной (переносной) скорости U₂, направленной по каса­тельной к окружности колеса, и относительной скорости W₂, отклоненной от радиального направления (на угол 90- β₂) из-за неравномерности распределения давлений и скоро­стей внутри канала (см. рисунок 10).

Рисунок 10. Параллелограмм и треугольник скоростей на выходе газа из рабочего колеса и эпюры распределе­ния давлений Р и относительной скорости W в межлопаточном канале.

Эпюры распределе­ния давлений Р и относительной скорости W в межлопаточном канале приведены на рисунке 10. На стороне лопатки, направленной в сторону враще­ния, давление больше (знак «+»), чем на противоположной стороне (знак «—»). Там, где больше давление, меньше ско­рость и наоборот.

В результате неравномерности распределе­ния скоростей в межлопаточном канале струйка газа как бы перемещается против вращения рабочего колеса (проскальзывает относительно диска) со скоростью W_2U (окружная составляющая относительной скорости W₂). Величина W_2U зависит от числа лопаток Z_К на рабочем колесе. Скорость W_2U тем меньше, чем больше число лопаток Z_К (при увеличении количества лопаток снижается неравномерность распределения давлений и скоро­стей внутри канала). Угол между вектором окружной скорости U₂ и вектором относитель­ной скорости W₂ равен β_2.

Согласно законам газовой динамики, при течении газа в длинных каналах происходит упорядочение потока. Поэтому в межлопаточном канале рабочего колеса на некотором расстоянии от входа поток начинает течь параллельно стенкам канала, т.е. на выходе из рабочего колеса угол β₂ будет равен конструкторскому углу установки лопаток β_2л (в том числе и при отклонении от расчетного режима работы).

Из параллелограмма и треугольника скоростей (см. рисунок 9) видно, что окружная состав­ляющая абсолютной скорости С_2U определяется как геометрическая разно­сть окружной (переносной) скорости U₂ и окружной составляющей относительной скорости W_2U :

Скорость С_2U характеризует величину закрутки, полу­ченной потоком в рабочем колесе, а радиальная составляющая абсо­лютной скорости С_2r определяет величину расхода газа через рабочее колесо. Выгодно, чтобы при заданных окружной скорости U₂ и абсолютной скорости С₂, величина С_2г, была как можно большей. Максимальная вели­чина С_2r будет при бесконечно большом числе лопатокZ_K,так как при этом не будет отклонения относительной скорости от радиального направления, т. е.

В реальных условиях применять такое рабочее колесо невозможно, так как в этом случае межлопаточные каналы будут очень узкие, и вследствие вязкости газа, в них будет значительное газодинамическое трение и потери энергии. Поэтому на практике используют центробежные нагнетатели с конечным числом лопаток Z_K = 18…40.

Оптимальное конечное количества лопаток может быть произведено по формуле:

где β_2л – конструкторский угол установки лопаток на диске на выходе из рабочего колеса.

Величина закрутки потока газа на выходе из рабочего колеса оценивается коэффициентом закрутки (циркуляции) μ, равном:

μ =

При Zк → ∞ значение коэффициента μ = 1.

У существующих центробежных компрессоров и нагнетателей при числе лопаток на рабочем колесе Z_к = 18…40 коэффициент закрутки составляет μ = 0,9…0,95.

При отклонении от расчетного режима работы изменяется величина радиальной составляющей абсо­лютной скорости С_2r и величина окружной (переносной) скорости U₂. Соответственно, изменяется направление и величина вектора абсолютной скорости С_2. Треугольник скоростей на выходе газа из рабочего колеса представлен на рисунке 11.

Рисунок 11. Изменение треугольника скоростей на выходе газа из рабочего колеса при отклонении от расчетного режима работы

В результате поток из рабочего колеса (вектор абсолютной скорости С₂) входит в диффузорную систему (лопаточный и безлопаточный диффузоры) под нерасчетным рабочим углом α₂ / или α₂ // . На входе в лопаточный диффузор образуются ударные течения газа, что вызывает потери энергии.

Как отмечалось ранее, в диффузорной системе происходит снижение скорости и повышение статического давления. Снижение абсолютной скорости в диффузоре определяется отношением входной и выходной площадей:

,

где С₂ и С₃ — скорости на входе и вы­ходе из диффузора;

F₂ и F₃ — площади на входе и вы­ходе из диффузора.

При постоянной по радиусу ширине щели отношение пло­щадей равно отношению диаметров:

.

В безлопаточном диффузоре отношение диаметров на выхо­де и входе обычно составляет: = 1,65 …2.

В лопаточном диффузоре отношение диаметров на выхо­де и входе обычно составляет:

= 1,25…1,35 .

Источник