книги / Насосы, компрессоры, вентиляторы
..pdfяия до 600 кГ/м2 и обеспечивать значительные производительности (до 500 000 м3/ч). В различных конструктивных исполнениях оба типа при меняются на электрических станциях и в рудничной вентиляции.
4.Вентилятор встречного вращения ВШП-2 состоит из двух само
стоятельных колес — правого и левого вращения. Вентиляторы приво-
|
Рис. 9-12. |
Двухступенчатый вентилятор типа К-06. |
|
||
дятся |
в движение |
пневмотурбинами |
(рис. 9-13); число |
оборотов |
|
5200 |
об/мин; к. п. |
д. |
вентилятора 0,6; |
давление 220 кГ/М2 |
при Dz = |
= 300 мм.
Основным недостатком современных осевых вентиляторов являет ся низкий коэффициент давления, обусловленный тем, что повышение статического давления достигается в них преобразованием энергии относительного движения.
5. Б. Экк предложил конструкцию осевого вентилятора с мери дионально ускоренным потоком. В таких вентиляторах относительная
U--------------------------------------- |
В20------------------------------------------- |
Ч |
Рис. 9-13. Вентилятор встречного вращения с пневматическим при
водом.
Рис. 9-14. Схемы вентиляторов |
Рис. 9-15. |
Области применения |
осевых |
и цен |
||||||
с меридионально |
ускоренным |
|
|
тробежных |
вентиляторов. |
|
||||
|
потоком. |
|
/ — Ц4-70: |
2 — ВРС; 3 — ВД-07-37: |
4 — МЦ: |
5 — К-06 |
||||
а — сужение |
кожуха; |
б — кониче |
одноступенчатый. 0у-4О°; |
К-06 |
двухступенчатый |
|||||
по схеме |
Н А + К \+ Н А + К 2+ С . 0у-4О°; |
7 — вентилятор |
||||||||
ская втулка; |
в — сужение кожуха |
|||||||||
и коническая втулка. |
с |
меридионально ускоренным |
потоком. |
|||||||
скорость выхода имеет высокое значение вследствие наличия кониче ской втулки и сужения кожуха (рис. 9-14). Статическое давление по лучается за счет преобразования скоростной энергии в диффузоре. Вентиляторы этого типа конструктивно просты и имеют безразмерные коэффициенты /?= 0,33 и <?=0,3 при к. п. д. порядка 87%. Области применения осевых и центробежных вентиляторов указаны на рис. 9-15.
Глава десятая
ОСЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
1 0 -1 . ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ. КЛАССИФИКАЦИЯ
Осевые многоступенчатые компрессоры служат для сжатия любых газов. Они получили широкое распространение в стационарных и тран спортных силовых установках с газовыми турбинами, что связано с рядом их преимуществ: высокий к. п. д., большая производитель ность, малый удельный вес и объем, высокие числа оборотов, позволяю щие выполнять непосредственное соединение компрессора с турбиной.
Принципиальная схема осевого компрессора представлена на рис. 10-1.
Рис. 10-1. Схема осевого компрессора.
/ — корпус; 2 — ротор; 3 — выходные направляющие лопатки; 4 — рабочие лопатки ступени; 5 — направляющие лопатки ступеней; 6 — спрямляющий аппарат; 7 — уплотнение.
В большинстве случаев осевые компрессоры выполняются много ступенчатыми. Повышение давления в одной ступени обычно невелико. Степень сжатия (отношение конечного давления к начальному) состав ляет 1,15—1,35, и поэтому при высоком давлении нагнетания компрес сор должен иметь большое число ступеней.
Ступени осевого компрессора принято классифицировать по коэф фициенту реактивности.
Обычно применяемые профили лопастей осевых компрессоров обу словливают частично или чисто реактивную ступень.
В чисто реактивных ступенях давление газа возрастает в результа те преобразования кинетической энергии только в рабочих каналах;
13—669 |
193 |
направляющие устройства «служат здесь только для изменения направ ления потока. В частично реактивных ступенях преобразование кинети ческой энергии в давление происходит как в рабочих, так и в направ ляющих каналах.
Коэффициент реактивности ступеней осевых компрессоров лежит
впределах 0,4—1. В целом осевые компрессоры классифицируют по отношению скорости газа в каналах ступени к местной скорости звука
вгазе, дозвуковые и сверхзвуковые компрессоры; по числу корпусов (однокорпусные, двухкорпусные и т. д.) ; конструкции ротора (компрес
соры с роторами барабанного или дискового типа); характерным осо бенностям конструкции (типу корпуса, конструкции проточной части, типу и расположению всасывающего и напорного патрубков); техноло гии производства основных деталей (например, со сварным или литым корпусом, ротором).
10-2. РАБОТА, К. П.Д. И ХАРАКТЕРИСТИЧЕСКИЕ КОЭФФИЦИЕНТЫ СТУПЕНИ
При постоянной осевой составляющей скорости сА= С\а = С2а (рис. 10-2), удельная энергия, сообщаемая газу на рабочем колесе, опре деляется по уравнению (8-7) :
L = ] - | Са (Ctg р, - Ctg р.) = ■- f b C u .
Если бы в ступени не было потерь энергии, то вся работа L могла бы быть преобразована в напор. Следовательно, работа L численно рав-
/
Рис. 10-2. Схема решеток ступени осевого компрессора и планы скоростей.
/ — входные направляющие лопатки; 2 — рабочие лопатки; 3 — направляю
щие лопатки; |
/ — план |
скоростей |
на входе в рабочее колесо; |
/ / — план |
|
скоростей на |
выходе из |
рабочего |
колеса; |
/ / / — план скоростей |
на выходе |
|
из направляющего |
аппарата. |
|
||
на теоретическому напору ступени компрессора. Сообщенная газу энер гия может быть выражена так же, как разность полных энтальпий газа до и после ступени, т. е.
AL = hi = (Г,)* - *•; = |
(Т \ - Г.) + -± - (с? - с \ ) |
(10-1) |
A L = c À ( r x) * - T \ \ . ' |
(Ю-2) |
||
Здесь в соответствии |
с графиком |
процесса |
в w-диаграмме |
(рис. 10-3) обозначено: |
|
|
|
h*о — теоретический напор ступени; |
|
|
|
i*1— полная энтальпия газа на входе в ступень; |
|
||
(i'\)* — полная энтальпия |
газа на выходе из ступени; |
||
T i и V i — абсолютные температуры газа до и после ступени; |
|||
Г*! и f* j — абсолютные температуры газа |
до и после |
ступени для за |
|
торможенного потока. |
|
|
|
Величины полных энтальпий определяются так: |
|
||
1\ = h + |
Лс~ |
Acj2 |
|
Vi)* = i'i + |
|
||
где ii и i'i — энтальпии газа на входе и выходе из ступени.
Видеальной ступени (т. е. в ступени без потерь энергии) процесс сжатия протекал бы изоэнтропно от точки 1 (рис. 10-3) до точки l"is и давление за ступенью было бы р"ия.
Вреальной ступени процесс сжатия пойдет по политропе 1— 2 — 1 Это повлечет за собой при тех же, что и в идеальном случае, конечных
энтальпиях |
уменьшение |
I |
|
||||||
давления |
в конце сжатия |
|
|
||||||
до р\ и возможное |
изме |
|
|
||||||
нение скоростного напора |
|
|
|||||||
до с\2 /2g. |
|
|
|
|
|
|
|
||
Сжимаемый газ попа |
|
|
|||||||
дает на |
рабочее |
|
колесо |
|
|
||||
ступени |
|
с |
параметрами, |
|
|
||||
характеризуемыми точкой |
|
|
|||||||
1 (рис. 10-3), со скоростью |
|
|
|||||||
С\ и выходит из него со |
|
|
|||||||
скоростью |
С2, имея |
в об |
|
|
|||||
щем случае (ступень |
ча |
|
|
||||||
стично |
реактивная) |
па |
|
|
|||||
раметры, |
|
характеризуе |
|
|
|||||
мые точкой 2. |
|
|
|
|
|
||||
Из |
|
|
направляющего |
|
|
||||
аппарата |
ступени |
газ |
вы |
|
|
||||
ходит со скоростью cri и |
|
|
|||||||
параметрами, |
характери |
|
|
||||||
зуемыми точкой V |
В ра |
|
|
||||||
бочем |
колесе |
идеального |
|
|
|||||
компрессора |
в |
энергию |
|
|
|||||
давления |
|
преобразуется |
Рис. 10-3. «-диаграмма |
процесса сжатия в ступени |
|||||
работа |
|
|
изоэнтропного |
осевого |
компрессора, |
||||
сжатия |
|
h\. |
Отношение |
|
|
||||
этой работы к полной работе в ступени (теоретическому напору) |
назы |
вают степенью термодинамической реакции ступени р: |
|
р = - 4 - . |
(ю-з) |
к |
|
В идеальном рабочем колесе подведенная работа расходуется только на изоэнтропное сжатие газа и приращение его кинетической энер-
гии, т. е. |
|
|
|
|
ALv.ол — Л, — h*„ — |
|
(1 0 4 ) |
||
согласно уравнению (8-7) |
|
|
|
|
/г*0 = |
AL — Л — Дси. |
|
||
|
|
|
i |
|
Из планов скоростей ступени для |
случая с1а = |
с,а имеем: |
||
2 |
2 |
2 |
2 |
|
|
= C2 « - C.0. |
|
||
a также
С2и ^1и= ЛСц.
Подставив эти значения в уравнение (10-4) и преобразовав его алгебраически, получим по уравнению (10-3):
Р = |
Д - = 1 — |
2и |
и |
(10-5) |
|
|
h0 |
v |
' |
||
Из выражения (10-5) |
следует, что при заданных значениях окруж |
||||
ной скорости и и величины закрутки потока на лопатках рабочего ко леса Аси степень реактивности зависит от величины предварительной закрутки потока перед рабочим колесом С\и -
Если C[U=ACUI21 то степень реактивности р= 1 и повышение давле
ния газа происходит только в рабочем колесе. |
|
|
|
|
|
|||||||||
Если |
Сщ= и — |
|
то р = 0 и повышение давления |
газа происходит |
||||||||||
только в направляющем аппарате. Практически ступени |
с |
реакцией |
р = 0 |
|||||||||||
не применяются вследствие больших потерь |
в |
направляющих аппаратах. |
||||||||||||
Обычно степень реактивности ступеней осевого |
компрессора |
лежит |
в пре |
|||||||||||
делах 0,4 — 1. |
|
|
|
закрутка |
должна |
быть |
равна |
сги = |
||||||
При |
р = |
0,5 предварительная |
||||||||||||
= 11~2ДСи |
и |
направлена |
по вращению колеса, |
т. е. а > Аси. |
|
|
||||||||
Для этого случая профили рабочих и направляющих лопаток оди |
||||||||||||||
наковы, |
а |
профильные |
сопротивления |
получаются наименьшими. Это |
||||||||||
приводит |
|
к |
широкому |
применению в компрессорах ступеней с |
р= 0,5. |
|||||||||
Если |
|
закрутку |
сделать |
такой, чтобы |
с1и = 0, то |
ступени получатся |
||||||||
с реактивностью |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
1 |
_ |
^2u |
i |
са ctg h |
_ |
i |
ctg p2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2a |
|
2a |
— 1 |
2 |
|
|
|
|
|
что при обычных значениях угла р2 и коэффициента ср дает реактив ность 0,7—0,85.
Здесь ф= са/и — коэффициент расхода.
Обозначив согласно рис. 10-3 потери в каналах рабочих лопаток че рез Ahx и в каналах направляющих лопаток через ДА2, можно полезный напор ступени представить так:
h = h*o — М , —Дй2, |
(Ю-6) |
а изоэнтропный напор, соответствующий повышению |
давления газа |
в ступени, |
|
h '— h — A |
(10-7) |
Эти напоры могут быть выражены через параметры газа и его ско-
рости. Обозначив отношение |
k — 1 = т , запишем: |
|
|
|
Н' = ср Т> |
|
\}= c p { T \ u - T Ù |
(10-8) |
|
<с’2— с2) |
|
/о |
2 |
|
|
с,2- с 2 |
(10-9) |
||
+ А — 1 2g 1— = |
с р |
{T'iis — Тх)-\-А |
ч |
|
|
|
|||
Введем в выражение (10-9) параметры заторможенного потока: |
|
|||
h = сРТ*\ [ ( £ ^ |
) ’П- 1 ] = с р (Г*, и - |
Т \) . |
(Ю-10) |
|
При равенстве скоростей c'i = Ci напоры h и h' будут одинаковыми. Энергетическое совершенство ступени осевого компрессора харак теризуют относительными к. п. д., как и в случае ступени центробеж
ного компрессора.
Для характеристики напоров используют ряд коэффициентов. Коэффициентом теоретического напора ступени называют отно
шение
to = ^ = 2? (ctS Pi — ctS Pi).
которое можно преобразовать, подставив в него значение <?:
— са |
са — |
1 |
т и |
С,ц — Wlu |
Ctgoc,—CtgP,’ |
где Ciu= Cia ctgai и wlu = cla ctg Pi.
Врезультате получим:
à_ o ctg?. — Ctg P,
Yo |
ctg <*i Ctg ?i * |
(10-11)
(10-12)
(10-13)
T. e. ф0 полностью определяется углами планов скоростей ступени.
По коэффициенту теоретического напора легко определяется для
ступеней значение теоретического напора: |
|
|||
г |
#* |
1 |
, |
(10-14) |
|
|
= |
~ЩГ' |
|
Обычно для ступеней |
компрессора ф0 = 0,45-5-0,8 |
(считая по сред |
||
ней окружной скорости ступеней). |
|
|
|
|
Коэффициентом полезного напора ступени называют отношение |
||||
|
и |
_ |
Л' |
(10-15) |
|
«72g — |
Aa'-/2g ’ |
||
|
|
|||
т. е. отношение полезного напора, соответствующего повышению давле-
ц2
ния газа в ступени, к величине А
По коэффициенту полезного напора легко вычислить величину
U |
/Г |
, к2 |
|
Т |
= * ф |
||
|
Обычно для ступеней осевых компрессоров ф«0,4-т-0,6.
Для характеристики закрутки газа в ступени в целом или на за данном радиусе ее вводят так называемый коэффициент закрутки р:
|
Аси |
Аа% |
( 10- 16) |
|
|
и |
и |
||
|
|
|||
Подставив сюда |
значение Atou= ca(ctg (5г— clgfli) и q> из |
выраже |
||
ния (10-12), получим: |
|
ctg р,— ctg р2 |
|
|
|
|
(10-17) |
||
“ = |
* <Ctg Р* “ Ctg ?*) |
ctggt— ctg Pt • |
||
|
||||
Сравнивая выражения (10-17) и |
(10-13), можно написать: |
|
||
|
И = -0-?о, |
( 10- 18) |
||
а также |
|
|
|
|
|
фо = 2р. |
|
||
Используя выражения (10-11), (10-15) и (10-18) для ступени ком прессора, можно представить ее изоэнтропный к. п. д. в виде:
h' |
ф |
ф |
(10-19) |
T)ts = |
ф. |
2р ’ |
|
"о |
|
||
а отсюда определить коэффициент полезного напора: |
|
||
ф = 2цт],-,. |
|
(10-20) |
|
Из выражения (10-20) видно, |
что |
рост напора в ступени может |
|
быть достигнут за счет увеличения коэффициента закрутки, что связана
с возрастанием угла поворота потока на рабочих лопатках |
сту |
пени. Однако в компрессорных ступенях это мероприятие может |
при |
вести к значительному расширению межлопаточных каналов, что вызы вает в свою очередь увеличение потерь в них вследствие отрыва потока от стенок канала. Поэтому компрессорные ступени выполняют со сравнительно малым коэффициентом закрутки, и лопатки ступеней получаются слабо изогнутыми. Обычно на среднем диаметре ступеней осевых компрессоров р = 0,3-^0,5.
Используя выражения для коэффициента закрутки (10-16) и коэф
фициента расхода, |
а также зная, |
что ciu= cia ctg ab можно для ступени |
cr = const выразить |
реактивность |
ее по уравнению (10-5) через коэф |
фициенты р и (р: |
|
|
Для ступени с а, = 90° и с1и = 0 реактивность будет:
р = 1 — |
£ - = 1 - - £ - . |
( 1 0 - 2 2 ) |
Мощность, потребляемая ступенью,
»г |
GL |
Gu2 |
/1П по> |
^ с т = T Ô 2’ = = l Ô 2 g **• К в т |
О 0 ' 2 3 ) |
10-3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ДАННЫЕ ПО ИССЛЕДОВАНИЮ РЕШЕТОК И МОДЕЛЬНЫХ СТУПЕНЕЙ
Для решеток |
осевых компрессоров |
|
1 н-1,5;-|- = |
2-=-4^, угол |
||||||||||
отклонения потока |
решеткой может превышать 30°. |
При таких |
условиях |
|||||||||||
расчет решеток по теории |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
подъемной |
силы |
не |
мо |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
жет |
дать |
надежных |
ре |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
зультатов. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
Удовлетворительные |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
результаты |
получаются в |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
расчетах, |
основанных |
на |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
данных продувок плоских |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
решеток, или при исполь |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
зовании |
эксперименталь |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
ных |
|
характеристик |
мо |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
дельных ступеней. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Рассмотрим |
кратко |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
результаты |
исследований |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
решеток |
и ступеней. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
На рис. 10-4 приве |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
дены |
|
параметры |
решет |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
ки и |
профиля. |
решетки |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Продувая |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
профилей, |
обычно изме |
Рис. 10-4. Параметры решетки и профиля, |
||||||||||||
ряют величины и направ |
b —■хорда: |
профиля; |
с — м аксим альная |
толщ ина профиля; |
||||||||||
ления |
скоростей |
потока |
f — м аксим альная стрела прогиба |
профиля; а — расстояние |
||||||||||
сечения м аксим ального |
прогиба от входной кромки; 0 — угол |
|||||||||||||
перед |
и |
за |
решеткой, а |
касательны х к средней |
линии |
проф иля |
(кривизна проф иля). |
|||||||
также |
аэродинамические |
П арам етры |
реш етки: |
|
i — угол набегания; а — угол атаки; |
|||||||||
о —угол отставания |
потока; |
Ру — угол |
установки профиля; |
|||||||||||
силы, по которым расчет |
ДР = р 2—Pi — угол |
поворота |
потока; |
/ — ш аг |
реш етки. |
|||||||||
ным |
путем |
находят |
зна |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
чения |
аэродинамических коэффициентов су и сх. |
|
опытные |
графики |
||||||||||
для |
На рис. 10-5 и 10-6 в качестве |
примеров даны |
||||||||||||
сг, су и Д|3. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
При расчетах принимают су и Др несколько меньше максимальных |
|||||||||||||
значений их, чтобы в случае изменения режимов избежать срыва пото ка с профиля и ухудшения работы ступени.
|
|
|
Часто используют так называемые но |
|||||||
|
|
минальные параметры, обозначаемые индек |
||||||||
|
|
сом |
Под номинальным отклонением пото |
|||||||
|
|
мка подразумевают |
отклонение, |
составляю |
||||||
|
|
щее ои™% |
максимального для данной решет |
|||||||
|
|
ки: Д№4$* = 0,8Д'РМакс. Соответствующие этому |
||||||||
|
|
зн ачению величины углов входа, |
выхода |
и |
||||||
|
|
■’‘угла |
атаки также |
принято |
называть номи |
|||||
|
|
нальными |
(p*i, р*2, ’*). |
|
|
|
|
|||
|
|
|
Принятием Др или су для данного типа |
|||||||
|
|
профиля определяется угол i набегания |
по |
|||||||
|
|
тока. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Опыты показывают, что величины рас |
|||||||
|
|
четных |
с*у и Др* |
зависят |
в |
основном |
от |
|||
|
|
густоты |
решетки |
b/t и угла |
ру |
установки |
||||
|
|
профиля в решетке. |
|
|
|
|
||||
Рис. 10-5. Зависимость |
су и сх |
|
Опыты показывают также, что i* = ± 5°, |
|||||||
т. е. изменяется в узких пределах. Поэтому |
||||||||||
от угла набегания для решет |
можно |
представить результаты |
испытаний |
|||||||
ки (///=1,33; 0=25°; |
с/6=0,1; |
|||||||||
Рр.к=60°). |
|
обобщенно |
(рис. 10-7 и 10-8). |
|
|
|
||||
На |
рис. 10-7 показана зависимость cyT = c*v(l +fiH ctg f)m) от вели |
чин b/t |
и pm; здесь рк — обратное качество профиля; сут — теоретиче |
ский коэффициент подъемной силы, т. е. коэффициент подъемной силы профиля в решетке, соответствующей данному треугольнику скоростей, но без сопротивлений.
Отличие Сут от су весьма невелико.
Рисунок 10-8 показывает, что расчетные значения углов поворота др* сильно зависят от густоты решетки и угла выхода потока Рг-
Для расчета ступени важно знать угол отставания потока на вы-
Рис. 10-6. Зависимость |
Д0 |
Рис. 10-7. Расчетное значение |
и сх от угла набегания для |
с*ут в зависимости от густоты |
|
решетки. |
|
решетки и угла р,„. |
При расчетных условиях |
пользуются эмпирической зависимостью |
|
|
|
(10-24) |
где |
|
|
m = 0,18 + 0 , 2 3 ^ y - 0 . l ( 1b .); |
||
0.— угол изогнутости профиля. |
|
Коэффициент сх решетки можно определить по формуле |
|
сх—сЛ-п+ сХк4"cXi, |
(10-25) |
где с-.сп — коэффициент, учитывающий профильные потери и обусловлен
ный трением |
газа |
о по |
|
верхность лопасти; он за |
|||
висит от bft и t; |
|
||
схк — коэффициент, |
учитываю |
||
щий |
г трение газа на |
стен- |
|
•--С i\x; |
ограничивающих ка- |
||
I й! а аЫ |
>/; решетки |
по высоте; |
|
п |
щеляется |
в основном |
|
)< л |
ношением |
между вы- |
|
|
>й и шириной каналов; |
||
cXi — ко; ^фициент, |
учитываю |
||
щий прочие потери.
Эти коэффициенты определяют ся опытными соотношениями:
г.хп = 0,022 -г- 0,006 b/t;
Рис. 1 0 -8 . Расчетное значение угла пово рота потока в решетке в зависимости от густоты решетки и угла выхода потока (по данным А. Ховелла).
Схк= 0 ,0 2 4 = 0,02-^-;
cXi « 0,018 c2vr.
Приведенные соображения мо- »гут быть использованы при малых.