Объемная подача компрессора определяется по уравнеУ иию неразрывности значением абсолютной скорости (ради, альной в центробежных машинах и осевой в осевых), ко. торая по условию кинематического подобия пропорцио. нальна окружной скорости и, следовательно, частоте вра. щения. Поэтому при небольших степенях сжатия для пере-счета подачи можно пользоваться обычной формулой про, порцнональности.

Qb=Qa

(10.31)

Пересчет подачи по (10.31) дает тем большую неточность, чем выше степень повышения давления.

Из уравнения энергетического баланса компрессорного процесса, связывающего механическую энергию, подводимую к лопастям, с энергией газового потока компрессора,

следует, что в изоэнтропном процессе где

д - частота вращения вала компрессора. Поэтому для двух частот вращения, заданной Па и назначенной для пересчета Пь, может быть принята следующая зависимость:

kr-l

(10.32)

Следовательно, степень повышения давления при частоте вращения пь

I fc-i

k -1

(10.33)

Для воздушных компрессоров формула (10.33) приближенно записывается

Ц-(У(К-1)Т. (10.34)

По рассчитанным для разных подач значениям гь вЫ; числяются давления Рь=Р\гь и строится характеристика для режима Ь.

При допущениях, указанных ранее, и имея в виду, что-мощность компрессора пропорциональна плотности газа, пересчет мощности можно вести по приближенной формуле

(10.35)

Ра \ а /

Пересчет при изменении физических свойств газа. Физические свойства газа применительно к рассматриваемой задаче характеризуются величинами R, k=Cp/Cv, v.

Даны характеристики компрессора при начальных температуре Tia и давлении и работе с частотой вращения Па на газе с константами Ra, ka, \а. Требуется пересчитать характеристики для работы компрессора при неизменной частоте вращения, но на газе с константами Rt, kt, \ь и при начальных параметрах Ть и рхь.

Наиболее часто встречаются случаи работы компрессоров на двухатомных газах. Поэтому полагаем ka=kb = Ul,4l.

Влияние числа Re исключено условием автомодельно-сти (см. § 3.11), и поэтому влияние вязкости при пересчёте можно не учитывать.

Условие подобия (см. § 3.11) дает постоянство коэффициента подачи. Поэтому Са/ЩаСхъ/Щь или Ci3 = Cib.

Отсюда следует, что QiCia=f>iCi6 или Qia = Q\b.

Изменения газовых констант и начальной температуры не влияют на объемную подачу компрессора.

Полагая удельную энергию изоэнтропного компрессорного процесса не зависящей от начальных условий, можно записать

RnT

а la

/ *з1 k

Отсюда следует

fe-1

ч -

\ Гк

е/ - 1

RbTib \

ИЛИ в упрошенной форме при А=1,41

Еь =

(10.36)

(10.37)

Выбирая на заданной характеристике при произвольных Qa значения ра и определяя za=Pa/Pia по (10.37), рассчитываем гь=Рь/Р1Ь, откуда будем иметь рь=гьР1ь. По полученным значениям рь строится искомая характеристи- а давления.

Пересчет характеристики мощности проводится анало-ично указанному в предыдущем случае.

10.7. Особенности регулирования лопастных компрессе

В зависимости от вида потребителей сжатого воздуха компрессорные установки разделяют на две основнь группы:

1. Потребители требуют подачи постоянного количе ва воздуха при переменном давлении (доменные печи, вагт ранки, специальные аппараты химической технологии).

2. Потребители треб ют подачи воздуха с стоянным давлением nj изменяющейся подач{ (пневматический инстр] мент, отбойные молоти пневматический приво вибраторы различных пов).

В первом случае менение режима рабе компрессора называ! регулированием на not янную подачу, во вт ром - на постояш давление.

Рассмотрим характв: ристику e=f(M) компрессора совместно С характеристикой сети (pi 10.9).

Последняя в случа воздушных сетей высокого давления довольно полога.

Пусть нормальный режим установки определяется точкой при частоте вращения п:щ<.п<п.

Если требуется поддерживать подачу М=const, то рабочие точки режимов должны располагаться на линии АВг параллельной оси ординат. L

Повышение или понижение степени сжатия при =const обусловливается потребителем и может быть дТ стигнуто только изменением частоты вращения вала компрессора. Прн этом следует иметь в виду, что точка В определяет предельное значение степени сжатия Смакс- Выход за точку В, лежащую на границе помпажа, недопусл тим. Поэтому лопастные компрессоры, регулируемые изменением частоты вращения на постоянную подачу, дол* ны снабжаться предохранительными клапанами, отрегулИ

И, кг/с

Рис. 10.9. График регулирования компрессора двумя способами:

1) на M=const; 2) на e=const

ровапными на конечное давление р 0,9 ЕмаксРь Это дает гарантию избежания помпажных режимов.

Если к компрессору предъявляется требование поддержания постоянной степени повышения давления e=const прн переменной подаче, то возможные режимные точки должны располагаться на линии CF.

Точка С определяет предельное минимальное значение подачи по условиям помпажа. В этом случае компрессор должен быть снабжен автоматическим антипомпажным устройством, датчиком в котором является динамический импульс c/2 или давление всасывания, зависящее от подачи компрессора. При регулировании на e=const различные режимы могут достигаться, как видно из графика, изменением частоты вращения вала компрессора. Ес,аи приводным двигателем компрессора является паровая или газовая турбина, то изменение частоты вращения достигается без затруднений регулированием турбины. В случае электропривода компрессора необходимо применение специальных типов двигателей с регулируемой частотой врашения.

. Из графика (рис. 10.9) видно, что при любом способе регулирования изменение частоты вращения приводит к уменьшению адиабатного КПД, т.е. к ухудшению использования энергии, подводимой на вал компрессора. Только в области частот вращения о* п до имеет место незначительное повышение цл при регулировании на постоянную подачу.

Уменьшение КПД является существенным недостатком способа регулирования компрессора изменением частоты враи1ения.

Дроссельное регулирование при =const является доступным во всех случаях и очень простым способом регулирования. Однако при заданных п и характеристике сети этим способом возможно регулирование только на уменьшение подачи. В этом можно убедиться, анализируя график регулирования.

Регулирование можно проводить дросселем на напорном н всасывающем патрубках компрессоров; второе выгоднее вследствие меныиих затрат энергии, как правило, пропорциональных плотности дросселируемого потока газа.

В некоторых частных случаях регулирование дросселем на в.ходе оказывается выгоднее, чем регулирование изменением частоты вращения. Регулирование направляющим Лопастным аппаратом на входе (см. § 3.12) находит в цен-

тробежных компрессорах ограниченное применение ввидС конструктивной сложности.

Крупные компрессоры, приводимое паровыми турби ми, подвержены опасности разгона при снятии нагруз, сети. Для устранения возможности разгона до недопу мой частоты вращения компрессорные агрегаты с при дом от паровых турбин снабжаются специальными автом! тами-ограничителями частоты вращения, воздействующими на паровпускную систему турбины.

ГЛАВА ОДИННАДЦАТАЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

11.1. Ступень центробежного компрессора

Рабочее колесо а, кольцевой отвод (диффузор), направляющий аппарат б и обратный направляющий аппарат в, взятые совместно, называют ступенью давления или

просто ступенью компрессора (рис. 11.1). 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 тепло-

Рис. 11.1. Схема ступени центробежного компрессора

обмена со средой, окружающей компрессор. Запишем б\ ланс энергии потока на участке 1-2, Дж/кг, [см. фopмy (10.16) и рис. 11.1].

Энергия газа в сечении / на входе в межлопастнь1е W налы

L, =

Энергия, передаваемая газу рабочими лопастями, по уравнению Эйлера

Энергия газа в выходном сечении 2 межлопастных каналов . -

Если от газа, проходящего через рабочее йолесо, передается в окружающую среду количество теплоты q, то .уравнение баланса энергии Li-{-L-q=L2 можно записать так:

Следовательно, конечная температура сжатия в колесе

(11.1)

Предполагая процесс изоэнтропным, получаем 1

При изоэнтропном сжатии газа

га ft

Из двух последних уравнений следует 1

ft-1

(11.3)

Уравнения (11.1) и (11.3) связывают термодинамические факторы Т, р и Ср с размерами, частотой вращения и формой лопастей рабочего колеса компрессора. Эти уравнения опытами не подтверждаются, потому что действительный процесс сжатия в рабочем колесе неизоэнтропен.

Высокие скорости газа в межлопастных каналах ступени обусловливают существенные потери от трения и вихреобразования и переход части энергии газового потока в Теплоту. При этом действительный процесс сжатия оказы- зется близким к политропному с показателем я:

ру = const.