книги / Насосы, компрессоры, вентиляторы
..pdfПоскольку при работе в компрессоре создается механическое тре ние (например, в подшипниках) и газовое трение нерабочих поверх ностей дисков, работа на валу всегда больше внутренней. Это обстоя тельство учитывают механическим к. п. д. ступени
_ L
т)м— L%,
где т)м обычно равен 0 ,9 6 — 0 ,9 8 .
Утечки газа через уплотнения в центробежных компрессорах со ставляют не более 1,5% производительности. Поэтому их влияния при расчете мощности можно не учитывать.
Работа на валу компрессора будет:
U
(7 - 1 6 )
■Мм
Таким образом, вычислив La по уравнению (7-11), можно опреде лить LBпо выражению (7-16).
При весовой производительности компрессора G (кГ/сек) мощность
на валу компрессора будет: |
|
|
|
|
|
дf |
GLв |
|
GLa |
( 7 - 1 7 ) |
|
в — |
102 |
|
102тг]аТ)м |
||
|
' |
||||
Мощность на валу, выраженная через |
политропную работу, |
||||
Мв |
|
GL„ |
( 7 - 1 8 ) |
||
1 |
02т]п7]м |
||||
|
|
|
Изложенным методом определяют мощность на валу одноступенча того компрессора.
Мощность на валу многоступенчатого компрессора выражается как сумма мощностей на валу отдельных ступеней.
|
|
7-4. РАСЧЕТ СТУПЕНИ |
|
а) |
О б щ и е |
с о о б р а ж е н и я . |
Расчет ступени центробежного ком |
прессора состоит в определении основных размеров рабочего колеса и |
|||
направляющих аппаратов (диффузоров) |
и параметров газового потока |
||
в характерных сечениях (на выходе из рабочего колеса и направляю |
|||
щих аппаратов). |
способы расчета |
основываются на положениях |
|
Существующие |
струйной теории и условиях подобия при широком использовании экспе риментальных данных по термодинамике и аэродинамике отдельных элементов ступени. Методы точного расчета сложны и выходят за рамки материала настоящей книги. Поэтому в последующем рассматривается метод ориентировочного расчета, дающий приближенное представление
огеометрических размерах ступени.
Воснову расчета ступени кладутся следующие параметры:
1)объемная Q (м3/сек) или весовая G (кГ/сек) производитель ность ступени;
2)начальное и конечное давления рi и р2 (кГ/м2) ;
3)начальная температура газа U (°С);
4)техническая характеристика газа:
R (кГм/кГ'°С); k = Cplcl; у (кГ/м3).
Число оборотов вала компрессора определяется типом приводного двигателя. Для привода компрессоров применяют асинхронные электро-
11-669 |
161 |
двигатели с рабочим числом оборотов 2 950 и реже 1430 в минуту. Предпочтительнее высокие числа оборотов, дающие компактные конст рукции. В некоторых случаях между электродвигателем и компрессором включают повышающую передачу.
Удобным приводным двигателем при средних и высоких производи
тельностях является |
паровая турбина |
с числом оборотов |
2 500—3 500 |
||||||
|
в минуту и выше. В этом случае при выборе чис |
||||||||
|
ла оборотов допускается большая свобода и агре |
||||||||
|
гат в целом |
получается |
удобным |
в отношении |
|||||
|
регулирования |
производительности |
изменением |
||||||
|
скорости вращения. |
|
|
должны обла |
|||||
|
Стационарные компрессоры |
||||||||
|
дать высоким к. п. д., а условие компактности и |
||||||||
|
малого веса не является |
здесь решающим. |
По |
||||||
|
этим соображениям окружная скорость выхода |
||||||||
|
из рабочего колеса ограничена величиной ii2~ |
||||||||
|
«300 м/сек. Колеса стационарных компрессоров |
||||||||
|
выполняются |
с |
лопатками, |
отогнутыми назад. |
|||||
1 |
Поэтому для |
получения |
высокого давления тре |
||||||
буется многоступенчатая |
конструкция. |
|
|||||||
|
Количество ступеней |
давления определяется |
|||||||
|
полным повышением давления, заданным для |
||||||||
|
компрессора, и давлением, создаваемым отдель |
||||||||
Рис. 7-4. Продольный |
ными ступенями. |
|
|
|
|
|
|||
б) П р и б л и ж е н н ы й |
р а с ч е т |
р а б о ч е |
|||||||
разрез колеса центро |
|||||||||
бежного компрессора. |
го коле с а . Продольный разрез рабочего коле |
||||||||
|
са дан на рис. 7-4. |
|
|
(рис. 7-5), |
из |
||||
Предположив вход на рабочие лопасти радиальным |
|||||||||
уравнения (7-6) получим: |
|
|
|
k |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Pt = P l[\ + ^ ( c ] |
|
?2 + 2 «A«)j |
k—T |
|
(7-19) |
||||
|
|
|
Адиабатный к. п. д. ступени может быть принят равным около 0,85. Окружная скорость и2 принимается в указанных выше пределах. По известным значениям п (об/мин) и и2 (м/сек) рассчитывается
наружный диаметр колеса (рис. 7-4):
D2= |
^ - . |
2 |
Tift |
Отношение входного и выходного диаметров выбирается в преде лах 0,48—0,62, а в среднем DJD2 = 0,5.
Лопаточный угол па входе определяется иа парадлеЛ0Грамма ско. ростей( см. рис. 7-5).
Угол атаки рабочей лопасти можно принимать пор^д^ / = о-^5° Установочный угол лопасти на входе
|
P u = |
Pi + |
(О-т-50) |
|
Относительная скорость входа |
|
|
||
|
u>i = |
V |
с\ + и\ |
|
Из уравнения |
(7-19) следует: |
|
|
k-\ |
|
|
|
|
|
С\ --- |
|
ZgCpT* |
Г ( рЛ k |
|
^U2C2U^2Ü = |
/bjn |
I V p. у |
||
|
|
|
Скорость Ci может быть принята равной скорости со входа в рабо чее колесо. Последняя определяется из уравнения расхода для входного сечения колеса.
|
Из параллелограмма скоростей |
на выходе |
('рис. |
7-5) |
следует, что |
|
с2 — с2 4 -с2 |
|
|
|
|
|
|
^ 2 — |
С2и 1 ° 2 г - |
|
|
|
|
|
|
Для колес центробежных компрессоров можно полагать С2Г=С|, |
|||||
поэтому из уравнения (7-19,а) получится: |
|
|
|
|||
|
|
|
ft - t |
|
|
|
|
2и2с2« - 4 , = |
2ёА ^ |
[(-§ -) |
— 1 ] = |
В- |
(7-20) |
|
Правая часть последнего |
равенства, обозначенная через В, может |
быть вычислена по заданным и принятым величинам рi, Р2, Ти rja, £р.
Из уравнения (7-20) определяется скорость c2U= u2±z и2 — В , не обходимая для получения в колесе заданного повышения давления.
Связь С2и с выходными параметрами колеса выражается экспери ментально-теоретическими соотношениями, из которых можно восполь зоваться формулой Стодола
с2и = и2(1 — -j-sinp2JI— -^ ctg p jj! j. |
(7-21) |
Количество рабочих лопастей принимают в пределах от 6 до 32 и тем меньшим, чем больше угол (32л.
Формула (7-21) позволяет найти необходимый угол р2л.
сг
Рис. 7-5. Планы скоростей рабочего |
Рис. 7-6. |
Построение контура ло |
колеса центробежного компрессора. |
пасти |
по одной дуге круга. |
Конечная температура |
сжатия в |
рабочем |
колесе определяется |
с помощью зависимостей: |
/г-1 |
|
|
|
|
|
|
7 \а = Г |
; 7'2 = |
7’, + |
(7-22) |
Удельные объемы газа на входе и выходе находят по уравнению состояния, а затем по заданной весовой производительности рассчиты вают объемные расходы.
Уравнение расхода Q=nDbcr\i, примененное к входному и выход ному сечениям, позволяет определить ширину лопастей. При этом сле дует иметь в виду, что вследствие утечек через уплотнения фактический расход через рабочее колесо больше заданного на 1,0—1,5%.
Размеры входного (нормального к оси) сечения рабочего колеса определяются с учетом конструктивного загромождения сечения валом и ступицей.
Форма рабочих лопастей устанавливается величинами углов Ры и р2л и способом построения средней линии лопасти. Здесь может быть
рекомендовано построение по одной дуге круга |
(рис. |
7-6). |
в) Р а с ч е т б е з л о п а т о ч н о г о д и ф ф у |
з о р а . |
Безлопаточные |
диффузоры применяют в стационарных компрессорах. Расчет такого диффузора заключается в определении его геометрических размеров и состояния газа на выходе.
В основу расчета может быть положено уравнение сохранения мо мента количества движения
rcu= const,
Последняя зависимость совместно с уравнением баланса энергии приводит к выражениям (7-9) и (7-10).
Ширину и радиальный размер диффузора можно определять по следующим выработанным практикой соотношениям:
bz — b ^ b ï ,
0 4 = - ( 1 , 6 + 1 , 8 ) 0 2.
Окружная составляющая скорости на выходе из диффузора опреде ляется по формуле
D.
(-tu — Сги Q ~•
Радиальная составляющая на выходе из диффузора
с - |
Q< |
iU |
«ЯАнч ■ |
Так как объемный расход Q4 может быть определен только при известном удельном объеме газа в сечении 4 (см. рис. 7-1), то исполь зование последнего равенства связано с предварительным заданием Q4 и последующей (в конце расчета) проверкой его.
Угол выхода потока из безлопаточного диффузора
«4 = arctg -^-. t'4U
Повышение давления в диффузоре можно рассчитать по выраже нию (7-10), а повышение температуры— по уравнению (7-22), изменив в нем индексы «1» и «2» на «2» и «4».
г) Р а с ч е т л о п а т о ч н о г о |
д и ф ф у з о р а . Лопаточные диффузоры |
обычно применяют при аг<20о |
Размеры их могут быть назначены на |
основании практических данных:
63= 64= (1-М,2)&2;
1,Ш2;
£>4= (1,3-5-1,55)02.
Входной угол азл лопаток диффузора следует полагать примерно равным выходному углу а2 рабочего колеса.
Выходной угол сил обычно лежит в пределах 30—40°.
Число лопаток диффузора не должно быть равным и кратным чи слу лопаток рабочего колеса. В обычных конструкциях
1G4
Приняв изоэнтропический к. п. д. диффузора г|а ~ 0,8 и задавая ориентировочные параметры на выходе из диффузора, можно по урав нению неразрывности и принятым геометрическим размерам определить скорость в выходном сечении. Затем по уравнению энергетического баланса следует проверить принятые ориентировочно значения темпе
ратуры и давления. |
|
|
очерчива |
|
||||||
Лопатки диффузоров |
|
|||||||||
ются обычно по дуге круга. |
лопа |
|
||||||||
Представление |
о |
форме |
|
|||||||
стей |
обратного |
направляющего ап |
|
|||||||
парата дает рис. 7-7. |
|
|
|
|
||||||
|
|
7-5. |
ХАРАКТЕРИСТИКИ |
|
|
|||||
И РЕГУЛИРОВАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ |
|
|||||||||
|
|
КОМПРЕССОРОВ |
|
|
|
|||||
Характеристиками |
компрессо |
Рис. 7-7. Фарма лопастей обратного на |
||||||||
ров |
называют |
графики |
зависимо |
|||||||
правляющего аппарата центробежного |
||||||||||
стей |
конечного |
давления |
(или сте |
компрессора. |
||||||
пени |
|
сжатия) |
компрессора, |
его |
|
|||||
к. п. д. и мощности на валу от про |
кЗт |
|||||||||
изводительности компрессора. |
быть |
/2000 |
||||||||
В |
одном графике |
могут |
- юооо |
|||||||
даны |
характеристики для |
одного и |
||||||||
нескольких |
чисел |
оборотов |
(см. |
|
||||||
§3-11). |
|
|
|
|
принято |
8000 |
||||
Производительность |
|
|||||||||
выражать |
или |
в |
единицах |
веса |
5000 |
|||||
(кГ/сек, кГ/ч), или в единицах объ |
|
|||||||||
ема (мъ/сек, тыс. мг/ч) при условиях |
¥000 |
|||||||||
всасывания. |
|
|
|
|
|
|||||
Характеристики получают обыч |
|
|||||||||
но испытанием моделей и натурных |
|
|||||||||
конструкций при постоянном |
числе |
|
||||||||
оборотов. |
Пересчет |
характеристик |
|
|||||||
на другие числа оборотов или при |
|
|||||||||
переходе на подачу других газов |
|
|||||||||
может |
производиться |
приближенно |
|
по известным методам [Л. 52]. |
|
150 |
*Ю3м 3/ч |
||
В качестве примера на рис. 7-8 |
Рис. 7-8. Характеристики компрессора |
||||
показаны |
характеристики компрес |
К-3250-41-1 |
при условиях всасывания |
||
сора К-3250-41-1 с паротурбинным |
Рп=,1,0 ага; |
/„ = 20° С; |
ун='1,16 кГ/м3. |
||
приводом. |
Значения |
политропиого |
|
|
указанному |
к. п. д. компрессора |
даны здесь изолиниями по способу, |
в § 3-11. Характеристики такого типа позволяют судить о совершенстве компрессора, работающего при различных числах оборотах в разных режимах нагрузки.
На рис. 7-9 даны характеристики компрессора К-250-61-1, позво ляющие выяснить влияние начального давления на рабочие параметры компрессора.
Сравнительно с характеристиками вентиляторов и насосов ком прессорные характеристики обладают некоторыми особенностями.
1. Как видно из рис. 7-8, наклон характеристик p= f(Q ), опреде ляемый отношением Ap/AQ, тем значительнее, чем выше число оборотов вала компрессора. Это объясняется тем, что Ap/AQ пропорционально плотности газа, имеющей большие значения при высоких числах обо ротов (ввиду больших степеней сжатия, обеспечиваемых ступенями ком прессора при высоких оборотах).
2. Рисунок 7-8 показывает также, что характеристики давления компрессора при высоких числах оборотов и производительностях при ближаются к нормалям к оси абсцисс. Следовательно, при некоторых режимах нагрузки производительность компрессора сохраняется постоян ной при изменениях давления. Это объясняется тем, что при высоких п
и Q скорости в межлопаточных каналах первой ступени достигают кри тических значений и не могут быть повышены. Поэтому и производи тельность ограничивается некоторым предельным (критическим) значе нием соответственно вертикальному участку
характеристики.
3. На работу центробежных компрессо ров оказывают существенное влияние пуль сации давления и помпаж.
Причины возникновения пульсаций в проточной полости компрессоров: периоди ческий, быстро повторяющийся срыв вихрей с рабочих и направляющих лопастей; нестационарность скоростных полей перед решет ками рабочих и направляющих лопастей. Последнее обусловлено в основном пересе чением газовых струй кромками направляю щих и рабочих лопастей при их относитель ном движении.
Небольшие пульсации давления имеют ся при всех режимах работы центробежного компрессора. Однако при уменьшении про изводительности путем дросселирования они могут достигать недопустимой величины. Поэтому на характеристиках компрессоров иногда указывают границу пульсаций пере ход за которую в сторону меньших произво дительностей нежелателен.
Уменьшение производительности и пе реход границы пульсаций могут привести к помпажу компрессора. Это
недопустимо.
Граница помпажа указывается на характеристиках (см. рис. 7-8). Допустимая для использования часть характеристик давления и
к. п. д. располагается ниже границы помпажа.
При проведении расчетов и выборе центробежных компрессоров иногда применяют безразмерные характеристики [Л. 52].
Регулирование производительности центробежных компрессоров может достигаться всеми способами, указанными в § 3-12.
Регулирование изменением числа оборотов вала применяют лишь в случае привода компрессора от паровой или газовой турбины, до пускающей плавное изменение оборотов. При глубоком регулировании этот способ недостаточно экономичен.
При регулировании дросселем последний располагают на всасываю щем патрубке компрессора, что приводит к уменьшению приводной мощности и экономически целесообразно.
7-6. КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ
Центробежные компрессоры в большинстве случаев имеют несколь ко ступеней. При небольшой производительности они изготовляются секционными с разделением ступеней на отдельные секции с разъемом в плоскостях, нормальных к оси машины.
Компрессоры средней и высокой производительностей, как правило, изготовляются с разъемом корпуса в горизонтальной плоскости анало-
166
Промежуточные охладители могут располагаться и между груп пами ступеней, заключенных в одном корпусе.
На рис. 7-10 представлен продольный разрез второго корпуса ше стиколесного турбокомпрессора производительностью 9 000 мг)ч при дав лении 7 afro. Число оборотов составляет 10200 в минуту при мощно сти на валу 1 200 кет. Первый корпус этого компрессора имеет одно колесо с двусторонним подводом. Воздух, сжатый в первой ступени, проходит через трубчатый охладитель и поступает в приемный шту цер 1 второго корпуса, в котором размещены пять колес, составляю щих ступень конечного сжатия. Воздух проходит последовательно че-
Рис. 7-11. Доменный компрессор К-3250-41-2.
рез колесо 2 и диффузор и поступает в колесо 3. Затем, пройдя через прямой и обратный напрявляющие аппараты, он попадает в колесо 4, откуда направляется через промежуточный охладитель и канал в пя тую 5 и шестую 6 ступени. Основными элементами конструкции здесь являются: литой чугунный корпус 7, замыкающие крышки 8 н 9 кор пуса, несущие штуцера 1 и е н коробки подшипников (на рисунке не показаны).
Внутри корпуса располагаются диафрагмы, несущие лопасти об ратного направляющего аппарата.
Уравновешивание осевой силы достигается, с одной стороны, об ратным расположением пятой и шестой ступеней и, с другой — упор ным сегментным подшипником, находящимся между корпусами ком прессора.
Между ступенями располагаются гребенчатые уплотнения. Вал в крышках имеет графито-угольные уплотнения.
Колеса всех ступеней выполнены из стальных поковок; контур лопа стей осуществляется фрезерованием. Лопасти консольные, крепящиеся только на ступице; они не имеют ни основного, ни покровного диска.
168
Крепление рабочих колес на валу достигается шпонками и затяжными гайками.
Подшипники скользящего трения с принудительной подачей масла от ротационного насоса, приводимого в движение от валика шестерни
редуктора. |
осуществляется |
электродвигателем с п — |
Привод компрессора |
||
= 3 000 об/мин; повышение |
числа оборотов |
до 10 200 в минуту дости |
гается посредством зубчатого редуктора. Оба корпуса компрессора и редуктор устанавливаются иа массивной чугунной раме, крепящейся к фундаментным балкам. Электродвигатель устанавливается на раме, жестко сопряженной с рамой компрессора и фундаментом.
На рис. 7-11 дан продольный разрез четырехступенчатого компрес сора типа К-3250-41-2, применяемого в доменном процессе. Производи
тельность |
такого |
компрессора |
Q |
= 2 840 = 3 250 |
м3/ч при конечном дав |
|
лении р = 3,6 = 4,2 |
кг/м2. Привод |
компрессора |
происходит от |
паровой |
||
турбины |
AKB-12-IV с числом |
оборотов 2 500—3 400 в минуту. |
Охлаж |
дение производится выносным охладителем между третьей и четвертой ступенями.
Рисунок 7-12 дает представление о шестиступенчатом компрессоре К-100-61-2, применяемом в блоках производства кислорода путем раз деления атмосферного воздуха. Производительность его 90 м3/ч при ко нечном давлении 8 ат.
Компрессор имеет встроенные в корпус охладители (после каждых двух ступеней), что дает большую экономию размеров и веса компрес сорной установки. Компрессоры имеют изотермный к. п. д. до 73% •