Изменение длины лопасти обусловлено уменьшение объема газа при сохранении постоянного значения осевой скорости. Последнее условие не является обязательным, в некоторых случаях уменьшают осевую скорость в пocлe них ступенях с целью уменьшения потерь энергии в них]

fe о

Рис. 12.6. Проточна полость осевого кой прессора

Минимальная высота лопасти последней ступени прибл знтельно 40 мм.

Изменение длины лопасти в направлении движения га за приводит к изменению характерного для осевых маши значения втулочного отношения \ = (1т/с1к.

Для первых ступеней Vbx = 0,5h-0,8, для последни v bix = 0,74-0,9. .

Выясним особенности геометрических типов компрессе ров, определяемых условиями (12.11).

1) вт = const; dK = var. В этом случае втулка - цилиндрическая и изготовление ее несложно. Корневые части и крепления рабочих лопастей всех ступеней во втулке совершенно одинаковы. Последние лопасти в этом варианте имеют при прочих равных условиях длины, большие, чем в варианте с к=const. В этом легко убедиться, составляя уравнения неразрывности для обоих вариантов и полагая осевые скорости одинаковыми.

Увеличенная длина лопастей хвостовых ступеней уменьшает потери энергии в них.

2) rfBT = var; dK=const. В-этой схеме упрощаются обработка корпуса и крепление в нем направляющих лопаток. Упрощаются и являются более надежными обработка и пригонка внешних концов рабочих лопастей. Благодаря этому допускаются меньшие радиальные зазоры междУ концами рабочих лопастей и внутренней поверхностью корпуса, что повышает объемный КПД ступени. Окружные

скорости лопастей в этом случае выше, чем при с?вт = const; это увеличивает работу ступеней, и при заданной степени сжатия компрессора количество ступеней получается меньшим, чем в первом случае. Недостатком этой конструктив-нон схемы применительно к малым подачам являются малые длины лопастей хвостовых ступеней: КПД хвостовых ступеней снижается.

Кроме рассмотренных схем построения проточной полости иногда применяют и другие схемы с dBT = var и к= = var, не имеющие, однако, преимуществ перед рассмотренными.

Для стационарных осевых компрессоров применяют в большинстве случаев схему с вт = const.

Существенное влияние на энергетическую эффективность осевого компрессора оказывает аэродинамика подводящего и отводящего каналов. Они конструируются, как правило, в виде спиральных и осевых каналов переменного сечения (конфузоров и диффузоров).

Рассмотрим конструктивные формы рабочих и направляющих лопастей и способ их крепления во втулке и корпусе компрессора.

Лопасти осевых компрессоров в редких случаях являются цилиндрическими. Обычно они рассчитываются с,переменным по длине коэффициентом реактивности или по условию гс = const. Это приводит к изменению угла установки элементов лопасти по ее длине, и лопасть получается винтовой.

Корневое сечение лопасти / жестко сопрягается с сухарем 2, служащим для закрепления лопасти во втулке. Лопасть и сухарь обычно выполняются из одного куска металла; в некоторых случаях свариваются. Боковые грани сухаря имеют криволинейные рифы (зубцы) 3 для крепления в канавках, проточенных во втулке. Сухари вводятся в канавку через специальный замковый колодец и разводятся по канавке до плотного соприкосновения торцовыми плоскостями (рис. 12.7).

После набора в канавку сухарей полного венца лопастей в замковый колодец закладывается с небольшим натягом холостой (без лопасти) сухарь, стопорящийся специальным винтам.

В некоторых конструкциях колодец для введения хвостовиков лопастей выполняется один на две кольцевые Канавки. Это упрощает конструкцию крепления.

Направляющие лопасти могут крепиться к корпусу, или аналогично креплению рабочих лопастей к втулке, или

способом, показанным на рис. 12.8. В этом случае лопатки группируются при помощи цилиндрических бандажных лент 1 и 2 в две секции; одна крепится к верхней половине корпуса компрессора, другая - к нижней. Стыки секций -. в привалочных плоскостях половин корпуса. Способы крепления лопаток к бандажам и бандажей к корпусу ясны из

Рис. 12.7. Конструкция рабочей лопасти

1ЫХ f

Рнс. 12.8. Крепление направляющей лопасти

рис. 12.8. На наружных концах направляющих лопаток отфрезерованы хвостовики 3, проходящие через сквозные от- верстия в бандаже. С наружной стороны хвостовик приваривается к бандажу.

На внутренних концах направляющих лопаток отфрезерованы стерженьки, пропускаемые через отверстия в бандаж 2 и расклепываемые в нем.

Для увеличения жесткости пакета к наружному бандажу / приваривается кольцо жесткости 4, плотно входящее в цилиндрическую выточку в корпусе. Весь пакет предохраняется от проворачивания в корпусе щтифтом 5.

12.3. Метод расчета основных размеров ступени

Рассмотрим метод приближенного расчета ступени, основывающийся на использовании опытных данных продувки плоских решеток лопастей.

В этом методе используются следующие безразмерные коэффициенты ступени:

коэффициент расхода ф = Сц/и;

коэффициент напора il)=

2/2

степень реактивности р = Lf./L; коэффициент закрутки ц = hcju.

(Л2.12)

где Са - осевая скорость, осредиеиная по сечению проточной полости, н сальному осв компрессора; La - изоэнтропная удельная работа ступени; - статическая удельная работа ступени; L - полная удельная работа ступени; Acu=C2u-Ciu-абсолютное значение закрутки потока рабочим колесом ступени.

Многократно проведенные исследования компрессорных решеток показывают, что давление, создаваемое ступенью, приблизительно равно давлению элементарной ступени, лежащей на среднем диаметре ступени. Поэтому в нестрогих приближенных расчетах, проводимых с привлечением опытных материалов по продувке решеток, -скорость и, определяющая коэффициенты ф, ij) и р, является средней скоростью лопасти

ср =

(12.13)

где dcp= (йв1-1-йк)/2. Здесь dei и - диаметры втулки и концов лопастей.

Для расчета должны быть заданы: массовая подача М, газовая постоянная R, начальное и конечное давления Pi и рг, начальная температура газа 7 i.

Окружную скорость ы концов рабочих лопастей дозвуковых компрессоров принимают до 250 м/с.

Коэффициент расхода и втулочное отношение задают, в пределах

Ф = 0,45-5-0,7; v = 0,5 4-0,9.

Среднее значение осевой скорости рассчитывают по коэффициенту расхода Са=ф ср.

Применяя уравнение неразрывности, рассчитывают диаметр окруж-Н.-СТИ концов рабочих лопастей:

Q = 0.785 С dl - с, = 0,785d2 (i v ) с,; ==l/ o,785 (l-v?)c

(12.14)

По полученному значению Си и принятому значению к определяю! необходимую частоту вращения вала компрессора, об/мнн.

Диаметр втулки, м. Средний диаметр, м. Длина лопасти, м.

= (dK+dBi)/2. (йк-йвт)/2.

Рис. 12.9. График зави- снмости между относи-, тельными значениями коэффициента закрутки и степени реактивности для решеток различной густоты

0,5 1,0 1,5. г,0 2,5 pif Окружная скорость иа среднем диаметре, м/с,

Ucp = ( dcpr;)/60

Коэффициент расхода ф ступени рассчитывается по средней окр; ной скорости

Ф = Cia/ cr

Принимают соответственно указаниям § 12.1 р=0,51,0~и гус fc =l*2.

Пользуясь опытными графиками, полученными продувкой решеток (рис. 12.9). по р/<р (имея в виду принятое значение густоты решетки определяют ц/(р и из него коэффициент закрутки ц. Далее можно в пользоваться известной связью между коэффициентами напора н крутки и изоэнтропным КПД: г1з=2цто, из которого, приняв ri<i=0,85 0,95, определить if.

По (12.12) определяют изоэнтропиую работу ступени

По изоэнтропной работе компрессора La и полученной изоэнтроп-ной работе ступени определяют ориентировочно количество ступеней.

Далее распределяют работу между ступенями, относя на послед* ние нз них несколько меньшие значения.

После ориентировочного расчета последней ступени находят длину лопатки ее: приняв схему компрессора с dBT= const или dR=const и полнив по первой и последней ступеням очертание проточной полос выполняют детальный термогазодинамическнй расчет всех ступеней.

Обычно при проектировании компрессоров проводят расчет ряда вариантов с различными характеристическими коэффициентами и геометрическими характеристиками решеток. Наилучшим является вариант, дающий прн заданных условиях наименьшие габариты и массу компрессора при высоких энергетических показателях.

Пример 12.1. Рассчитать основные размеры первой ступени осевого компрессора. Определить ориентировочно количество ступеней. Данные для расчета: Л1-Б0 кг/с; pi= 100 кПа; ек=5; /i=20°C.

Решение. Из уравнения состояния

Р1 100 ООО

р, = * =-

/?Г, 2S7.293

1,2 кг/мЗ; Qj,

6Q 1,2

41,5 mVc.

Принимаем ,=220 м/с; Vi=0,65; ф1=0,60. Осевая скорость, осред-ненная по сечению,

Са = Ф1 к = 0,6-220 = 132 м/с. Наружный диаметр первой ступени по (12.14)

l 0.785(1 -о!

65?) 132

83 м

Необходимая частота вращения 60-220 ~ 3,14-0,83

5100 об/мнн.

вы-J

Полученная частота вращения возможна прн паро- и газотурбинном приводе. В случае привода от электродвигателя с синхронной частотой вращения 3000 об/мнн необходимо включение между двигателем в компрессором повышающей передачи с отношением 1:1,7.

Диаметр втулки d,i,=0,65-0,83=0,54 м.

0,83-0,54

Длина лопатки первой ступени /i= --= 0,145 м.

Средний диаметр ступени diop= = 0,Ш> м.

3,14-0,685.5100

Средняя окружная скорость лопатки юр ---=183 м/о

Коэффициент расхо4;а по средней скорости Ф=С1а/ 1ср-

= 132/183 = 0,72. Принимаем р=0.75) 6/<=1,5.

По графику рис. 12.9 при р/(р= = 1,04 имеем а/ф=0.75, откуда получаем ц=0,75 ф=0,75-0,72= 0,54.

Принимая Т1а=0,9, определяем коэффициент напора ф = 2цт1 = 2.0,54.0,9 = 0,98.