Проектирование центробежного компрессора 1. Ступень центробежного

Проектирование центробежного компрессора

1. Ступень центробежного компрессора

• Рабочее колесо а, кольцевой отвод (диффузор), направляющий аппарат б и обратный направляющий аппарат в, взятые совместно, называют ступенью компрессора (рис. 1). Рабочее колесо и обратный направляющий аппарат разделены диафрагмой г. В многоступенчатых компрессорах ступени включены в поток газа последовательно. • При протекании газа через каналы ступени состояние его изменяется в результате передачи энергии потоку рабочим колесом, газового трения, вихреобразования и теплообмена со средой, окружающей компрессор. Запишем баланс энергии потока на участке 1 -2, Дж/кг.

• Энергия газа в сечении 1 на входе в межлопастные каналы • Энергия, передаваемая газу рабочими лопастями, по уравнению Эйлера:

• Энергия газа в выходном сечении 2 межлопастных каналов:

• Если от газа, проходящего через рабочее колесо, передается в окружающую среду количество теплоты q, то уравнение баланса энергии L 1 + L —q = L 2 можно записать так:

• Следовательно, конечная температура сжатия в колесе (1) • Предполагая процесс адиабатным, получаем (2)

• При изоэнтропном сжатии газа Из двух последних уравнений следует (3)

• Уравнения (1) и (3) связывают термодинамические факторы Т, р и Ср с размерами, частотой вращения и формой лопастей рабочего колеса компрессора. Эти урав нения опытами не подтверждаются, потому что действительный процесс сжатия в рабочем колесе неизоэнтропен. Высокие скорости газа в межлопастных каналах сту пени обусловливают существенные потери от трения и вихреобразования и переход части энергии газового потока в теплоту. При этом действительный процесс сжатия оказывается близким к политропному с показателем m.

• Вместе с тем отвод теплоты от потока газа в колесе во внешнюю среду незначителен, и для процесса сжатия в этом случае можно полагать q=0 и • (4) где m=1, 5 1, 62

• Решив совместно уравнения (1) и (4) при условии q = 0 и использовав выражение ηа через степени сжатия при изоэнтропном и политропном процессах, получим (5)

• Адиабатный КПД стационарных центробежных компрессоров находится в пределах ηa=Q, 80 0, 90. • Уравнением (5) можно пользоваться для ориентировочного расчета конечного давления в рабочем колесе ступени компрессора.

Приближенный расчет ступени (рабочего колеса) • Рассматривается метод приближенного расчета, дающий общее представление о геометрических размерах ступени компрессора стационарного типа. При расчете задаются: • объемная Q или массовая М подача ступени; • начальное р1 и конечное p 2 давления; • начальная температура Т 1 газа; • термодинамические характеристики газа при нормальных условиях.

• Частота вращения вала компрессора определяется типом приводного двигателя. Для привода компрессоров применяют асинхронные и синхронные двигатели с частотой вращения до 3000 об/мин и более, обусловливающей малые размеры и массу конструкции. • В некоторых случаях между двигателем и компрессором включают передачу, повышающую частоту вращения вала компрессора. • При больших мощностях предпочтительнее применение синхронных электродвигателей, существенно улучшающих коэффициент мощности электрической системы и стабилизирующих напряжение в ней.

• Удобным приводным двигателем при средних и высоких мощностях является паровая турбина с частотой вращения 3500 об/мин и выше. В этом случае допускается свобода выбора частоты вращения; агрегат в целом получается компактным и удобным в отношении регулирования подачи изменением частоты вращения.

• Стационарные компрессоры должны иметь высокий КПД. Условие компактности и малой массы не является здесь решающим. По этим соображениям окружная скорость на выходе из рабочего колеса ограничена примерно 350 м/с. Колеса стационарных компрессоров выполняются с лопастями, загнутыми назад. Поэтому для получения высокого давления требуется многоступенчатая конструкция. Количество ступеней давления определяется полным повышением давления, заданным для компрессора, и давлением, создаваемым отдельными ступенями

Приближенный расчет рабочего колеса. • Продольный разрез рабочего колеса дан на рис. 2.

• Параллелограмм скоростей с радиальным входом, рис. 3

• Полагая вход на рабочие лопасти радиальным (рис. 3), из уравнения (5) получаем (14) Изоэнтропный КПД ступени может быть принят равным около 0, 85. Окружная скорость и 2 принимается от 150 до 350 м/с. По известным значениям п и и 2 рассчитывается наружный диаметр колеса: D 2 =60 u 2 /(πn).

• Отношение входного и выходного диаметров выбирается равным приблизительно 0, 5. Возможны отклонения от 0, 48 до 0, 60. • Лопастной угол на входе определяется из параллелограмма скоростей (см. рис. 3). • Угол атаки рабочей лопасти можно принимать i = 0 5º.

Установочный угол лопасти на входе β 1 л = β 1+i. Из уравнения (14) следует • (15)

• Скорость с1 может быть принята равной скорости c 0 входа в рабочее колесо, определяемой из уравнения расхо да для входного сечения колеса. Из параллелограмма скоростей на выходе (см. рис. 3) следует, что

Полагая с2 r = с1, что является обычным для колес центробежных машин, из уравнения (15) получаем • (16) Правая часть равенства, обозначенная В, может быть вычислена по заданным и принятым величинам p 1, p 2, T 1, cp, ηa

• Из уравнения (16) следует

• Связь с2 и с выходными параметрами, учитывая влияние конечного числа лопастей, выражается в виде • (17) Количество рабочих лопастей принимают z= 16 32. Формула (17) позволяет найти необходимое значение угла β 2

• Конечная температура сжатия в рабочем колесе определяется с помощью зависимостей • • (18)

• Уравнение расхода • примененное к входному и выходному сечениям, позволяет определить ширину лопастей. При этом следует иметь в виду, что вследствие утечек через уплотнения переднего диска фактический расход рабочего колеса больше заданного на 1 — 1, 5 %.

• Размеры входного (нормального к оси) сечения рабочего колеса определяют по уравнению расхода • • (19) • где размер DCT принимается по конструктивным соображениям в зависимости от диаметра вала.

• Форма рабочих лопастей устанавливается значениями углов β 1 л и β 2 л и способом построения средней линии лопасти (рис. 4).