А. В. Бараненко. Холодильные машины

. где 1 - длина хорды профиля лопатки; t cp - шаг решетки

на среднем диаметре Dcp =O,5(Da + D4 ); <Хал и <Х4n - лопаточ­

ные углы, о.

Так как число лопаток ЛД выбирают по оптимальному значе- .

нию густоты решетк~ (l/tер)опт (см. ниже), а УГОЛ<Х4л пока неиз-

. вестен, ТО,чтобы избежать итераций, целесообразно преобразо­

вать зависимость (9.114) с учетом формуJtы (9.113) к такому

виду:

(9.115)

Здесь <Х4 - угол потока при выходе из ЛД, определенный по

формуле (9.112), о.

Диаметр расположения выходных кромок лопаток диффузора

находят по формуле, подобной (9.100),

4

Здесь

(9.117)

безразмерную скорость <4>з вычисляют с помощью соотношения (9.97), а <4>4 принимают согласно рекомендации (9.98).

Если диаметр ])4 из конструктивных соображений заранее из­

вестен, то при расчете ЛД находят «4' преобразовав зависимость

( 9.116) к виду

расчете БЛД, по уравнениям, подобным (9.102)-(9.107), запи­

санным для участка 3:"'4.

Радиусы средних линий лопаток ЛД, если они очерчены ду­ гой окружности, находят из соотношений [61]:

Ro =Но!>:!·

Число лопаток. Zз ЛД можно определить двумя способами.

Первый COCТO~T в том, что, построив по полученным размерам

одну среднюю линию профиля, измеряют длину ее хорды 1 и, выбрав оптимальную густоту решетки ЛД в рекомендуемых пре-

Число лопаток ЛД находят затем непосредственно из зависи­

мости ( 9.122)

(9.123)

Второй способ позволяет определить ZЗ без предварительного

построения средней линии профиля по формуле, подобной (9.69),

Толщина профиля лопаток ЛД обычно находится в пределах

Бmaх =(0,03 + 0,07) 1 и может существенно повлиять на характе­

ристику ступени. Хотя формально 3 не влияет на густоту решет­

ки l/tcp и лопаточные углы <ХЗ1I и <Х411 , изменение толщины про­

филя относительно одной и той же средней линии приводит :к изменению входных сечений каналов, определяемых диаметром

lla окружности, которая вписана во входное сечение канала.

В соответствии с этим изменяется суммарная площадь входных

сечений FЗе =Zaaabae и коэффициент диФФУзорности косого среза

п.с.сз (9.111). При уменьшении Рае , вызванном применением бо­

лее толстого профиля, пропускная способность ЛД уменьшается

и вся характеристика ступени сдвигается в область меньших npo- изводительностеЙ. Увеличение Fзе при уменьшении толщины про­ филя влечет за собой сдвиг характеристики в область более высо­ ких производительностеЙ. Граница помпажа компрессора в обо­ их случаях также сдвигается вместе с характеристикой. ,

При невысоких Мt:З < 0,5 + 0,6 толщина профиля практичес­ ки не влияет на минимальное значение коэффициента потерь ЛД.

При Мt:З > 0,6 желательно применять ~e тонкие профили,

а при околозвуковых или сверхзвуковых скоростях при входе в

ЛД Мt:З ~ 0,9 необходимо использовать специальные профили с

тонкой входной кромкой, так как обычные дозвуковые аэродина­

мические профили, имеющие максимальную толщину примерно

на 1/3 длины от входной кромки, будут работать при,таких ско­

ростях с повышенным волновым сопротивлением.

При применении дозвуковых профилей число Маха при входе

в ЛД не должно превышать Mt: з = 0,8 + 0,9.

Угол раскрытия криволинейного межлопаточного качала диф­

фузора, расположенного между входным сечением с размером аз и

выходным с размером а4длиной lK (см. рис. 9.16), является перемен-

ной величиной е ={(х), где х =О + lK' Однако на практике для ЛД

с ЬЗ =Ь4 =const можно воспользоваться упрощенной зависимостью

для определения е, считая его постоян~ым по длине канала,

2l

K

Угол е, определенный таким образом, должен находиться

в пределах е = (10 + 12) ~ как для плоского диффузора с двумя

параллельными стенками. Для тех ЛД, у которых Ь4 '* ьз, угол еэкв следует искать по общей формуле (9.85) и тогда рекомендуе­

мые значения еэкв должны находиться в пределах 5-70, как для

эквивалентного конического диффузора.

Сравнение лопаточного и безлопаточного диффузоров показы­

вает, что ступени с БЛД имеют пологие протяженные по расходу характеристики, что благоприятно сказывается при работе ком­

прессора на переменных режимах, сопровождающихся изменени­

ем производительности. Характеристики ступеней с ЛД значи­

тельно короче и это является недостатком ЛД с фиксированным

положением лопаток. Значения максимального КПД ступеней

с ЛДбольше на 2-3%, чем сТупеней с БЛД, но в силу того, что характеристики с ЛД короче, на режимах, например высоких производительностей, эффективность ступеней с БЛД оказывает­ ся выше, так как КПД ступеней с ЛД уменьшается с ростом npoизводительности В большей мере. это наглидно показано на со­

поставлении характеристик, изображенных на рис. 9.23 и 9.25.

578

в некоторых холодильных компрессорах конструкции ВНИИ­

холодмаш применяют комбинированные диффузоры, представ­

ляющ..ие собой сочетание протяженного безлопаточного диффузо­

ра с DЗ =1,35 + 1,4 и расположенного за ним лопаточного диффу-

зора с 154 =1,6 + 1,7 . По эффективности такой диффузор занимает

промежуточное положение между БЛД и ЛД, однако таким

образом удается не только повысить КПД по сравнению с БЛД,

но и получить протяженную по расходу характеристику ком­

прессора.

Важное достоинство ЛД с плоскими стенками ЬЗ =Ь4 =const

состоит в возможности регулирования производительности пово­ ротом лопаток (см. рис. 9.16). При регулировании лопатки в зависимости от требуемой производительности устанавливают

на некоторый угол ().ЗJI.р' а входные и выходные сечения межло­ паточных каналов изменяют до азр и а4р соответственно. Вслед­

ствие изменения площади!~p ~ Fae входных сечений изменяется

пропускная способность JЩ и характеристика ступени смеща­

ется в область меньших или больших производительностеЙ. На рис. 9.16 представлен один из наиболее распространенных режи-

мов реГУЛИРОlЩния, при котором ().ЗJI.р < ().3JI' азр < аз, Fзер < Fзе, в результате чеГQ пропускная способность ЛД уменьшается и ха­

рактеристика ступени сдвигается в сторону меньших производи­ тельностеЙ.

При~енение регулируемых ЛД с поворотными лопатками по­

зволяет получить очень ШJlРОКИЙ диапазон расходов и более вы­ сокиЙКПД.

Обратно-направляющий аппарат. Обратно-нanpaRЛЯЮЩИЙ ап­ парат (ОНА) предназначен для подвода потока ко входному сече­

нию колеса последующей ступени. Окружная составляющая ско-

рости при выходе из ОНА должна быть равна нулю Ц>6u = О, что

соответствует а6 = 90· • Так как при входе в ОНА всегда имеется

закрутка потока Ц>5u > О , ТО входной лопаточный угол принима­

ют ().5J1 1:= ().5 , а выходные кромки располагают с учетом угла отста-' ,

вания потока от решетки под углом ().6л =().6 + Аа =90·+(3 + 5)"

(см. рис. 9.1). Между диффузором и входными кромками лопаток ОНА располагается ~aCTOK р8Диально-кольцевого поворота 4-5. Влияние сжимаемости на поток в нем пренебрежимо мало, поэто­

му при определении угла (Х5 необходимо учитывать потери мо­

мента количества движения вследствие трения

(9.126)

где k'ф =1,3 + 1,7 , причем большие значения следУет принимать

для меньших Ь4 ' т. е. для более узких каналов.

Оптималъиые значения Ь5 / Ь4 =1,0 + 1,2 . Отношение скоростей

канала (см. рис. 9.1). РекомендУется выбирать r/b6 = 0,4 + 0,5 .

Ширину ОНА в выходном сечении определяют с помощью урав­

нения расхода, в котором учтено, что при движении на участке

4-6 плотность вещества практически постоянна, т. е. &4 =&5 =&6 '

а угол потока при выходе из ОНА равен 90·,

:::; 2,1 + 2,2.

Раднусы средних линий лопаток ОНА, если они очерчиваются

дУ.ГоЙ одного круга, вычисляют по формулам, подобным (9.119)

и (9.120), при записи которых учтено, что

(9.128)

(9.129)

и

Rл = RлD2; ВО =RoD2 •

Входное устройство. Входное устройство, иначе называемое всасывающей камерой, предназначено для подвода рабочего ве­ щества к рабочему колесу первой ступени компрессора или сек­ ции. Особенность входных устройств состоит в том, что ИХ входное сечение, соединяемое с трубопроводом, который под­ водит рабочее вещество от аппаратов холодильной машины,

имеет, как правило,форму круга, а выходное, непосредственно

примыкающее к рабочему колесу, - форму кольца, имею­

щего те же радиальные размеры, что и входное отверстие колеса.

Различают два основных типа входных устройств (рис. 9.17).

Радиальное, или боковое, входное устройство (рис. 9.17, а, 6), обычно применяемое на многоступенчатых компрессорах, изме­

няет направление движения потока из радиального в осевое.

Осевое входное устройство (рис. 9.17, в), чаще всего используе­

мое на одноступенчатых компрессорах, направление движения не

изменяет и лишь организует подвод потока ко всасывающему

Радиальное входное устройство условно разделяется на три участ­

ка [61,67]: подводящий канал 1, спиральную камеру 2, которая

может быть симметричной (рис. 9.17, а) или асимметричной

(рис. 9.17,6), и криволинейный осесимметричный конфузор 3. Значительная доля потерь во входном устройстве приходит­

ся на конфузор 3, поэтому, чтобы их уменьшить, нужно устанав­

ливать торообразные разделители потока (рис. 9.17, г), предот­

вращающие отрывные течения на этом участке. Важно, чтобы

КОНфузорности каналов, образуемых этими разделителями, были

одинаковы; в противном случае можно не только не уменьшить

потери в патрубке, но даже увеличить их.

Неравномерность поля скоростей при выходе из патрубка от­

рицательно сказывается на эффективности ступени компрессора, поэтому ее уменьшение, осуществляемое обычно в процессе экспе­

риментальной доводки, является необходимой частью комплекса

работ по созданию новой машины.

Рис. 9.17. Входвые устройства: боковое симметричиое (а); боковое асиммет­

ричное (6); осевое (6); с разД8ЛИТeJIJUlи В виде торов ва участке радИ8JIWlО­

кольцевоro поворота (1)

Течение во входном устройстве конфузорное, а отношение пло­

щадей входного Fи и выходного Foсе:ений находится в пределах

Радиусы закругления вогнутой R и выпуклой r стенок осесим­ метричного конфузора следует выбирать достаточно большими, насколько это возможно по конструктивным соображениям. Не­ которые рекомендации по их выбору даны в работах [61, 67], где, в частности, отмечено, что на потери наИболее сильно влия­

ет радиус выпуклой поверхности, который рекомендуется выпол­

нять исходя из неравенства r ~ (0,4 + 0,6)а , где а - ширина при

входе осесимметричного конфузора ( рис. 9.17, а).

Контур спиральной камеры 2 может иметь форму эвольвенты,

развертываемой с окружности диаметра DС.К • Если при этом раз­

меры входного устройства оказываются слишком большими, форму контура корректируют, обеспечив сохранение скоростей в сече­

ниях спиральной камеры за счет увеличения ее ширины в осевом

направлении.

Коэффициент потерь входного устройства, определяемый по формуле '

_ lrи-о

~и-о - c~/2'

обычно находится в пределах ~и-о = 0.2 + 0.8.

Для определения параметров потока реального газа при выхо­ де из входного устройства необходимо решить систему уравнений:

Здесь уравнения расположены в порядке их решения методом последовательных приближеНIIЙ, который используют при опре­

делении практически всех геометрических и термогазодинами­

ческих параметров центробежного компрессора. В качестве пер-

вогоприБЛижения при входе в системупрИIIИ)I8ЮТ значение Ро ... р:,

которое сопоставляют с результатами, полученными из последне­

го уравнения. При необходимости проводят новую итерацию.

Индексом .н. обозначены параметры при входе, а индексом .0.-

при выходе из входного устройства. Коэффициент потерь прини­

мают В указанных пределах, либо по опытным данным. Решение

системы (9.1) позволяет найти безразмерную плотность, необходи­

мую при расчете рабочего колеса.

Заметим, что уровень скоростей и потерь во входном устрой- .

стве невелик. Поэтому, не делая значительных погрешностей,

можно находить ро без учета потерь 1.,; ,полагая процесс изоэн­

тропным. В этом случаенеобходимо рё~ить более простую систе-

G

СО = poFo ;

(9.11) 10 = t; _С;2 ;

Ро = l(io,8и).

Для и~еализированного газа обе системы упрощаются.. При учете потерянной работы l,.•.o система ( 9.1) примет такой вид:

G

со = poFo ;

=с2

Тт* __0 _ .

у.и

Система ( 9.11) для изоэнтропного процесса запишется так:

(9.IV)

Аэродинамическое совершенство входного устройства имеет большое значение для эффективности ступени в целом. При этом

важно не только уменьшать потери. но и создавать равномерное

поле скоростей в выходном срчении, т. е. по существу при входе

в рабочее колесо. ВЛИЯНИf> входного устройства может привести к снижению КПД СТУПt>НИ на 3-4% по сравнению с осевым входом

потока в колесо

Выходное устройство. Выходное устройство центробежного компрессора предназначено для отвода сжа1оro рабочего вещест­ ва 31-1 пределы корпуса. В нем выходное сечение имеет форму

круга, а входное, расположенное за диффузором концевой ступе­

ни, представляет собой боковую поверхность цилиндра диамет-

ром D7 и шириной Ь7 (см. рис. 9.1).

В подавляющем большинстве конструкций концевых ступе­

ем трения потока о стенки улитки можно пренебречь И полaraть,

что

в любой точке любого поперечного сечения;

окружная составляющая скорости потока в УЛитке ОРТОГОН8Ль­

на ее поперечиому сечению;

плотность рабочего вещества в улитке постоянна и равна плот­

ности при выходе из диффузора р = р4 = const.

Объемный расход рабочего вещества через участок, охваты­

ваемый углом е (рис. 9.18, а),

с ДР'УI.'Oй стороны, этот же объемный расход проходит через

Здесь Ь(г) - ширина поперечного сечения на Произвольном ра­

диусе r (рис. 9.18, 6).

Определив Си ИЗ выражения (9.131), введем результат в фор_ мулу (9.133}и приравняем правой части уравнения расхода (9.132)

(9.134)

r.

Как видно, объемный расход вещества через улитку здесь вы­

ражен косвенно через угол (14' Значение интеграла J определя-

ется размерами поперечного сечения улитки и изменяется от

сечения к сечению при изменении угла охвата е. Интегрирова­ ние выражения (9.137) аналитически может быть выполнено

для ограниченного числа частных случаев. Наибольший практи­

ческий интерес представляет спиральная камера трапециевидно­

го сечения (рис. 9.18, б, д), для которой левая часть уравнения

(9.136) может быть после интегрирования представлена так [61]:

Задача расчета улитки сводится к построению ее наружного контура в зависимости от угла охвата е. Для улитки трапецие­ видного сечения при ручном счете целесообразно воспользовать­ ся вспомогательным графиком (рис. 9.19) [61], построенным по формулам (9.138) и (9.139) в виде

(9.140)

rll

586

Определив для принятых D4 , Ь4 И Э начение П, из выраже­

ния (9.136) находят отношение J/b4 . и затем по графИку - от­

ношение радиусов rи/r4 •

в тех случаях, когда интеграл (9.137) можно определить только

численно, чаще всего - графически, его находят для нескольких сечений конкретной конфигурации и затем по уравнению (9.136)

вычисляют угол охвата е, на котором это сечение должно быть

расположено,

(9.141.)

Формы спиральных камер, применяемых в компрессорах раз­ личного назначения, весьма разнообразны. Некоторые из них представлены на рис. 9.18, в-к.

Снижение кпд ступени компрессора из-за потерь в спираль­

ной камере может достигать 1;5-4%, так что уменьшение потерь

до возможного минимума является актуальной задачей, которую можно решить опытной доводкой и совершенствованием структу­ ры потока в улитке. По одним опытным данным форма попере­

чного сечения мало влияет на потери в улитке [99], однако более

поздние исследователи отдают предпочтение I!есимметричным спи­

ральным камерам кругового сечения (рис. 9.18, 3).

Кольцевые камеры, получившие распространение в последнее время, технологически более просты, чем спиральные. Их расчет

производя!J' с учетом того, что площадь поперечного сечения ка­

меры одинакова при всех углах охвата и равна наибольшей рас­

четной площади при е = 360· [61]. Тогда из. уравнения (9.135),

введя в него опытную поправку R8 , найдем TR\toe соотношение

в наиболее распространенном частном случае, когда форма

поперечного сечения прямоугольная, т. е. при b=const, интегри­

рование дает

(9.143)

откуда сразу определяется ширина кольцевой камеры в таком виде:

где k 8 =1,18 - опытная поправка по данным работы [42].

587

Высота сечения камеры

(9.145)

Исследования кольцевых камер [42, 61, 67] показали следую­

щее:

потери в них уменьшаются, если их выполнять снеполным

разделиТельным ребром (рис. 9.20);

ширина входного сечения камеры может<~аходитъся в преде-

лах Ьвх =(0,8 + 1,3) Ь4;

отношение ширины сечения к ее высоте ~лательно выпол­

нять в пределах b/h =0,9 + 1.5. причем увеличение этого отно­

шения привод~т к снижению коэффициента потерь кольцевой ка­

меры [43].

Снижение КПД ступени компрессора и.з-за потерь в кольцевой

камере несколько выше, чем у спиральных камер, и составляет

2-6%.

Более подробные методики расчета и рекомендации по проек­

тированию выходных устройств обоих т~пов приведены в специ­

альной литературе [42, 43, 61, 61, 99].

Характеристики центробежных компрессоров и регулирова­

ние их работы. Характеристикой компрессора динамического дей­

ствия называется зависимость его основных рабочих параметров

(таких как отношение давлений 1t =Рк/Рв, внутренняя мощность

Nt• политропный (или изоэнтропной) КПД,11пол (или 118)' коэф­

фициенты эффективной работы '1', теоретической работы 'Р2u (или мощности 'Х) от параметра. характеризующего производи-

Рис. 9.20. Выходио. устройство - КОJIl>цевая каме­

ра цеll1'Робежвоro компрессора

тельность компрессора при различных фиксированных значени­

ях безразмерной окружной скорости.

Универсальная харакrepистикадвухступенчатоro холоДИJIЬНoro цент-

робежноro компрессора в координатах 1t,11пол, м* =t(Мt:и.у,Ми)

представляет собой семейство индивидуальных характеристик,

каждая из которых получена при Ми = const (рис. 9.21, а). Ин­

дивидуальные характеристики получают при испытаниях ком­

прессора на специальных стендах, изменяя производительность

дросселированием на нагнетании с помощью специальной за­

слонки или вентиля. При максимальной производительности из­

за больших потерь в проточной части значения отношений дав­ лений и КПД невелики. С уменьшением производительности по­ тери В проточной части снижаются. При этом 7с И КПД возрас­ тают. Оптимальному режиму работы соответствуют наименьшие потери и максимальное значение КПД. Дальнейшее уменьшение производительности сопровождается снижением КПД. При мини­

мальной или критической производительности наступает пом­

паж компрессора. Помпаж - это автоколебательный процесс в

системе компрессор - сеть, при котором давление нагнетания

Рис. -9.21. Характеристики центробежноro компрессора: а - увивеРСaJIl>ИaJI; (j - беэраэмериая; 6 - ЦИКJIЫ ХОJIOДИJIl>ВOй JllaIПИВЫ при умеm.шевии ХОЛО­

допроиэводителЫlОСТИ

периодически резко снижается, а направление движения газа из­

меняется на обратное. При ,этом обычно слышны характерные

.хлопки•. Положение критической точки В начала помпажа за­ висит не только от компрессора, но и от свойств сети: ее объема и частоты собственных колебаний находящегося в ней газа. Пом­

пажу обычно предшествует вращающийся срыв в колесе или диф­

фузоре. Р~бота компрессора в режиме помпажа недопустима, так как она сопровождается колебаниями ротора и может привести

КПД, наглядно покаЗЫВ8Ющие область оптимальной работы ком­

прессора, в которой лежит точка А, соответствующая расчетно­

му режиму работы. Характеристики отдельных ступеней часто

строят в координатах Х" <Р2и' '1/, 'I10ол = f(CP2r) (рис. 9.21,6). Они

п.реДСТ8ВЛяют собой экспериментальную основу при проектирова­

нии. Энергетические показатели центробежного компрессора

в эксплуатации определяются как его характеристикой, так и

сетью, на которую он работает. Для компрессора паровой холо­ дильной машины сетью является система теплообменных аппа­

ратов: испаритель, конденсатор и соединительные трубопроводы.

Дорустим, ЧТО при расчетном режиме совместная работа ком-'

прессора и сети определяется точкой А. Рассмотрим изменение

режима работы, при котором холодопроизводительность умень­

шается, а средние температуры источников остаются неизменны-

ми (рис. 9.21, в). Перепады температур ев и ек с уменьшением

Qo (и массового расхода G) также будут уменьшаться. Это приве­

дет к СНlJжению давления конденсации и увеличению давления

кипения. Отношение давлений' 7с должно уменьшаться ( кривая 1 на рис. 9.21, а). В нерегулируемом же компрессоре с уменьшением проИз90ДИтельности в соответствии с характеристикой (Ми= 1,2) 1t будет возрастать. Поэтому для обеспечения нормальной работы холодильных машин применяют различные способы регулирова­ ния центробежных компрессоров.

Регулирование nереnус"ом или байnасированием, при кото­

ром сжатый газ со стороны нагнетания перепускается через дрос­ сельное устройство на сторону всасывания, энергетически самый неэффективный из способов регулирования, однако он очень про­

сто осуществляется и обладает неограниченной глубинойрегули­

рования. Поэтому его, к сожалению, часто применяют в процессе

эксплуатации холодильных машин.

Регулирование дроссел.uрован.ием на нагнетании достигается

за счет установки дроссельного устройства между компрессором и

конденсатором. С его помощью можно уменьшить производитель­ ность только до точки В, в которой наступает помпаж компрессо­ ра. Этот способ также энергетически невыгоден.

Регулирование изменением частоты вращения (рис. 9.22, а) позволяет работать при достаточно высоких значениях КПД, но

590

Рис. 9.22. Характеристи~ цеитробежиоrо компрессора при реrулиров8ИИИ

частотой вращеИИII (а) и дросселироваиием на всасыв8ИИИ (6)

его возможности для характер'истики сети 1 также невелики, так

как производительность можно уменьшись только до точки В.

Регулирование дроссел.ированием на всасывании (рис. 9.22,6)

осуществляется <: помощью дроссельного устройства, которое рас­ полагают перед входом в компрессор. По мере прикрытия дрос­

селя характеристики компрессора сдвигаются в сторону мень­

ших расходов с одновременным уменьшением отношения давле­

ний и КПД. Таким способом можно уменыuить производитель­

ность до .точки Г. Энергетическая эффективность дросселирова­

ния на всасывании выше, чем дросселированияна нагнетании,

но уступа~ регулированию изменением частоты вращения.

Регулирование за"рут"ой nото"а при входе в "олесо с цомо­

щью входного регулирующего аппарата (ВРА) широко распростра­

нено в центробежных компрессорах паровых холодильных машин

(рис. 9.23). Закрутка потока по вращению колеса на угол е1 > О

вызывает появление положительной проекции скорости С1 на ок­

ружное направление С1и > О и, значит, Ц>1U> О (рис. 9.24). При этом в соответствии с уравнениями (9.22), (9.24), (9.26) коэффици­ ент мощности 'Х., теоретическая lэ и внутренняя 11 удельные рабо­

ты будут уменьшаться. Вследствие этого уменьшится и отношение давлений в ступени. это особенно заметно при высокой производи­ тельности (рис. 9.24, а), когда С1u достигает наибольших значений.

По мере снижения производительности (рис. 9.24, 6) проек­ ция С1u > О становится меньше, поэтому параметры 'Х., lэ и 11 приближаются к своим значениям при отсутствии закрутки по­ тока, когда е1 = О. Вследствие этого характеристики ступени

смещаются в сторону меньших значений производительности (см.

рис. 9.23). Относительная скорость Ш1' а значит, и потери

в колесе при положительной закрутке потока уменьшаются, поэ­

тому при малых е1 > О КПД ступени может даже несколько

увеличиваться по сравнению с КПД при е1 = О. При больших е1

из-за потерь в ВРА ,КПД ступени уменьшается.

591

47~---'

2,0

Рис. 9.23. Характеристики ступеви центробежноro компрессора при регули­

ровавии с помощью 'ВРА

Закрутка потока против вращения на угол е1 < о вызывает

появление отрицательных С1а < О И 'Р1u < О. Вследствие этого 'Х ,

'з и lj увеличиваются. Так как при этом относительная скорость Ш1 тоже увеличивается (рис. 9.24, а), а с нею возрастают и поте­ ри в колесе, то КПД ступени снижается. Регулирование с помо-

Рис.·9.24. Входные треугольники скоростей при регулировании с помощью ВРА: а - 6олыпlUl производителЬИОСТI>; б - малlUl производитеЛI>ИОСТI>

592

щЬЮ ВРА позволяет уменьшить производительностькомпрессо­ ра до точки Д (рис. 9.21, а), что соответствует умеиьmению про­

изводительности до 40-45% от номинальной. Важно отметить,

что при регулироsaнии С помощью Bi>A отношение давлений

с уменьшением производительности также уменьшается (см.

рис. 9.23), поэтому этот способ благоприятен для характеристи­

ки сети 1. ВРА устанавливают почти на все отечественные холо­

дильные центробежные компрессоры.

Регул.ирование noвOPOтOM л.оnато" диффузора позволяет

уменьшить производительностъ ступеней до 5-10% от номи­ нальной. На рис. 9.25 представлены характеристики центро­ бежной ступени при углах установки лопаток диффузора

азл = 20 + 5·, причем в принципе возможно дальнейшее уменьше­

ние ().Зл до 2-3·. Максимальный КПД ступени при уменьшении

().Зл снижается в основном за счет увеличения потерь в колесе при

его работе с большими углами натекания на лопатки. При очень

малых углах (азл = 5 + 80) потери в лопаточном диффузоре также

несколько возрастают. Отношение давлений в ступени при регули­

ровании поворотом лопаток диффузора зависит от лопаточного yrла ~2л' При Р2л = 15 + 450 с уменьшением ().Зл отношение давле-

Рис. 9.25. Характеристики ступени центробежноro компрессора при регули­

ровании поворотом лопаток диффузора с колесом РЬ - 45'

ний возрастает. Это объясняется тем, что коэффициент теоретичес­ кой работы Ц>2u таких колес увеличивается с уменьшением коэф­ фициента расхода Ц>2r (см. рис. 9.5). При Р2л = 60· отношение

давлений примерно постоянно, так как небольшой для такого

~2Л рост Ц>2и С уменьшением расхода коМIiенсируется увеличени-

ем пoreрь в колесе и диффузоре при малых ().Зл • При Р2л = 90· по той же причине отношениедавлений падает ~ри уменьшении ().Зл'

При рй.боте на сеть с характеристикой 1, вдоль котороЙ 7t С умень­

шением производитель~ости снижается, КПД ступени с колесом

Р2л = 45· (рис. 9.25) будет близок к максимальному только при

больших <Хзл (<Хзл = 14 + 200). С уменьшением ().ЗЛ КПД в точке

совместной работы ступени и сети будет ниже максимального. Из сопоставления характеристик, приведенных на рис. 9.23 и 9.25, видно, что вследствие этого КПД ступени с БЛД, регулируемой поворотом лопаток ВРА, и той же ступени, регулируемой пово­ ротом лопаток диффузора, при работе на сеть с характеристикой 1 будет примерно одинаковым, несмотря на-то что максимальные КПД у ступени с ЛД на 2-4% выше, чем у ступени с БЛД. ЭТО

показывает, что сравнивать эффективность различных способов

регулирования производительности можно только при совмест­

ном рассмотрении характеристик компрессора и сети, на кото­

рую он работает.

Ко.мбuнuрованноерегулuрованuе nроuзводumельносmu позво­

ляет Ifолучить наилучшие показатели компрессора при работе на

сеть с заданной характеристикой. Так, если одновременно с уменьшением угла ().Зл (см. рис. 9.23) снижать частоту враще­ ния ротора, то можно обеспечить работу ступени ~a сеть 1 с максимальным КПД. Необходимое для этого уменьшение часто­ ты вращения находится в пределах 5-10% от номинальной. При малых ().Зл максимальный КПД ступени моЖНо дополни­ тельно увеличить, если с помощью ВРА закрутить поток в на­ правлении вращения колеса. При этоМ'возрастает угол ~1 на входе в колесо (см. рис. 9.24), уменьшается угол натекания на лопатки t1 = ~1л - ~1 и, следовательно, по~ери в колесе. Такое

комбинированное регулирование позволяет получить более высо­ кие значения КПД (на 5-10%) при наибольшей глубине измене­

ния производительности и является перспективным ДЛЯ центро­

бежных компрессоров холодильных машин.

При эксплуатации холодильных машин часто возникают ко­ лебания температуры окружающей среды, например сезонные,

и связанные с ней температуры и давления конденсации. Если при этом необходимо поддерживать постоянными температуру ки­

пения и холодопроизводительность, то с уменьшением давления

конденсации отношение давлений 7с и массовая производитель-

ность G уменьшается, так как удельная холодопроизводитель­

Как видно из рассмотренных примеров, область, в которой

могут лежать характеристики сети холодильных машин, при одно­ временном изменении холодопроизводительности и температуры конденсации располагается левее линии 2 (см. рис. 9.21, а)

и весьма обширна. Поэтому применение наиболее эффективных

способов регулирования становится особенно важным, так как

позволит значительно повысить КПД компрессора при его рабо­

те на сеть.

Расчет парового ХОJlОДИJIЬНОГО центробежного компрессора. ПО заданным температурам теплоносителя при входе ТВ1 и выхо­ де ТВ2 из испарителя определяют температуру кипения рабочего

вещест~

(9.146)

ПО заданным температурам окружающей воды (иливоздуха

для воздушных конденсаторов) при входе Тw 1 И выходе Тw 2 на­ ходят температуру конденсации рабочего вещества

В этих формулах температурный напор принимают таким: для

испарителей, охлаждающих ЖИДКИЙ теплоноситель, и водяных кон­

денсаторов ен = ОК =5 + 7 К. ДЛЯ воздушных конденсаторов ОК = 7 + 12 К. Перегрев пара при входе в центробежный компрессор

обычно невелик (~TH = 3 + 5 К) , температура пара при входе равна

(9.148)

Полученных дaHHЫ~ достаточно для того, чтобы построить

цикл холодильной машины.

Цu"л с одно"раmны.м дросселuрованuе.м представлен на

рис. 9.26, а. Давление при входе в компрессорРН меньше давле­

ния кипения из-за гидравлических ПQтерь в испарителе и трубо_

проводе. это можно учесть приближенно, приняв, что РН равно

давлению насыщения при температуре на 1-2 К более низкой,

чем То. ПО той же причине конечное давление РК при выходе из

компрессора будет выше, чем давление конденсацииРкд' Его на­

ходят аналогично. Выходной лопаточный угол колес принимают

заранее и по рис. 9.7 оценивают значение политропного КПД.

Изоэнтропный КПД определяют по формуле (7.152), в которой