А. В. Бараненко. Холодильные машины

Рис. 9.26. Схемы И цикJIы паровых холодильных маШИИ с цеитробежнw:ми компрессорамИ: а - с OДBOKpaтвw:м дросселировавием; (J - с ДВYKpaTRЫM

дросселировавием

1t =Рк/Рн' а ky находят из выражения (7.60). Действительный

перепад энтальпий в компрессоре вычисляют по формуле (7.141):

t -lн = lк. - '-н .

K

11.

После этого по формулам (7.58) и (7.59) уточняют значение k y• Число ступеней определяют с учетом ограничений, вытекаю­ щих из требований гаЗОДl(намики и прочности дисков рабочих колес. по условиям газодинaмшtИ холодильные центробежные ком­

прессоры с радиальRыии колесами могут эффективно работать при

Ми ~ 1,1 + 1,4, причем менъmим I3b (l3b =15 + 320) соответствуют

болъmие Ми (Ми S1,2+1,4), а большим 132л (132л = 45+900) -

меньшие Ми (Ми S 1,1 + 1,2) . По условиям прочности дисков ок-

ружная скорость на наружном диаметре колеса для стальных

или алюминиевых колес должна быть ~ ~ 300 + 350 м/с, а для

колес из титановых сплавов ~ ~ 400 + 450 м/с. ПоэтОму сначала

принимают число М'" ~я первой ступени, по формуле (9.8) опре­

деляют скорость звука в точке н и затем находят окружную ско-

poc'I'b ~ =МиО:. Для высокомолекулярных рабочих веществ

с низкой скоростью звука - хладонов - обычно и2 < 200 м/с,

для низкомо.лекулярных рабочих веществ с высокой скоростью

звука (аммиака, пропана) получаемая из условий газодинамики

окружная скорость часто превышает допустимую по условиям

прочности. В этом случае и2 снижается до допустимых значений

и рабочее число Ми становится меньше.

Число ступеней определяют с помощью выражения

хи2 где Х - коэффициент мощности, вычисляемый по формуле (9.23),

т. е. без учета закрутки потока при входе в колесо. Величины

(1 + I3пр + I3тp) и <1>211' входящие в формулу ( 9.23), находят по

графикам, изображенным на рис. 9.7, или рассчитывают по фор-

мулам (9.32), (9.34) и (9.16). _

Выраженйе (9.149) справедливо в том случае, когда все колеса имеют одинаковую геометрию и работают при одних и тех же коэффициентах расхода и теоретической работы. Это соответст­

вует требованиям унификации дисков колес, которые отличают­ ся только шириной. Если приходится применять колеса одина-

кового диаметра, но с разными ~2л' то необходимо пользоваться

зависимостью

решить которую относительно Zcт можно методом последователь.­ ных приближений. Полученное значение Zcт округляют до наи­ большего целого числа, после чего численное значение окружной скорости уточняют с помощью выражений:

~= Jiк -iн или (9.151)

--

ZcтX

По заданной ХОЛОДQПРОИЗВОДительности определяют массовую производительностъ центробежного компрессора

которая в цикле с однократным дросселированием будет одина­ ковой для всех ступеней.

Процесс сжатия н - " в компрессоре полагают политропным.

Линию процесса строят по точкам, положение которых рассчи­

тывают. По формуле (7.61) находят теплоемкость цолитропного

процесса Спол для всего компрессора по известным температурам

и энтропиям в точках н и ". Затем, задавшись несколькими

значениями температур Т, в промежуточных ]'Очках, взятых про­

извольно, определяют их энтропии 8, из выражения

(9.153)

Точки нанОСят на поле диаграммы состояния и соединяют плав­

ной линией.

Другой способ построения линии процесса основан на приме-

нении зависимости (7.67). ПО заданному ТJпол определяют услов­ ный показатель политропы из выражения (7.120) и затем, зада­

вая давления в проИЗВоiIЬНЫх промежуточных точках, вычисля­ ют плотности по формуле

Р,=P.(~)~' (9.154)

у многоступенчатого односекционного центробежного компрес­

сора, не имеющего промежуточного охлаждения или подсоса пара,

параметры пара при выходе из предыдущей ступени и входе

в последующую одинаковы, т. е.

здесь и в дальнейшем j - номер ступени.

Энтальпию пара между ступенями определяют для такого ком­

прессора с помощью соотношения

гдеl, (n) - внутренняяработа n-йступени, ft(n) =t:(n) - t:(n); Х(n) -

коэффициент мощности n-й ступени.

Чтобы вычислить размеры рабочих колес, необходимо знать

бe5Jpaзмерныеплотности &щ.j) = Рщ.j)/Р~j) 'и &О(Л =PO(J)/P:m' ПЛот­

ность пара при выходе из колес Рщ.j) определяют по диаграмме

состояния. Положение точек 2и) находят по перепаду энталь-

пий, определяемому с помощью коэффициента реактивности nH·-:~)) (9.36),

n=1

При расчете с помощью формул (9.157), (9.158) сделано допу­

щение, что параметры торможения в точках н} и "} можно счи­

тать примерно равными статическим параметрам из-за малости

скоростей пара в этих сечениях. Плотности пара в сечениях О и 1

сприем~емой точностью можно определить, полагая процессы н-о

и0-lизоэнтропными. Для этого вычисляют io =~ - СМ2 и на­

ходят положение точки О на пересечении линий io =const и 8н =const. После этого определяют РО. При kc =1,0 + 1,1 допус­

тимо считать Р1 1:= РО •

Аналитический способ определения плотностей основан на ис­

пользовании метода условных температур. Для этого не обяза­

те.льно строить линию политропного процееса сжатия. Энталь­

пию торможения в точке н, для которой уже известна условная

температура, находят по формуле

Численно она может отличаться от энтальпии, взятой из диа­

грамм или таблиц, на значение постоянной энтальпии, которая для разных таблиц или диаграмм может быть различной. Важно, что разности энтальпий, вычисленных по формуле (9.159) и най­ денных ~o таблицам или диаграммам, будут одинаковыми. Это

обеспечивается при определении условного показателя изоэнтро­

пы по зависимостям (7.58)-(7. 60). Условные температуры в точ­

ках 2(Л находят после расчета энтальпий i2(Л по формулам (9.157)

и (9.158)

(9.160)

После этого по уравнению политропы вычисляют плотности

ун(j)

Плотности Рощ определяют аналогично:

гу

(9.163)

НеобходИмо отметить, что значение &ОИ требуется знать. Чтобы

найти по по формуле (9.55), т. е. раньше, чем известна скорость

СО' Поэтому сначала принимают, что ЕО(л =0.96 + 0.99, причем

большим скоростям соответствуют меньшие &O(i) , а затем скорос­

ти СОт находят из уравнения расхода

G

CO(J) = . ' (9.164)

рн(J)ЕО(J)FО(J)

гдеF~j)-I11IOЩ8ДЬВХОДНoroооченияКOJlЮi, FO(j) =O,251t(D~j) - d~j))'

После этого определяют плотности PO(J) из уравнения (9.163),

а затем уточняют принятые значения &O(i)'

Цu"л С двy"paтHЫAt дроссе.лuрованue.м. (рис. 9.26,6) рассчи­

тывают в два этапа. Сначала строят цикл с однократным дроссе­ лированием и по выбранной геометрии рабочих колес определя­ ют число ступеней. Затем ступени группируются в секции. Если холодильная машина имеет несколько испарителей с разными температурами кипения, то rpaницы секций определяются давле­

ниями насыщения в них.

Давление нагнетания первой секции и всасывания второй бу­

дет ниже, чем Роп' на величину гидравлических потерь. Массо­

B~e расходы вещества -через оба испарителя вычисляют по фор­

мулам:

Массовая производительность первой секции компрессора рав­ на расходу вещества через перв~й испаритель

Gr = GH1 •

Массовую производительность второй секции рассчитывают с помощью уравнения материального баланса

где % =(i 5 - iJ/(t8 - t 6) - степень сухости влажного пара, образо­

вавшегося после первого дросселирования.

Параметры пара при всасывании второй секции в точке Нп определяют по уравнению теплового-баланса с учетом смешения пара, выходящего из первой секции, с насыщенным паром, обра­

зовавшимся после дросселирования во втором испарителе

После того как точка НII найдена, определяют новое положе­

ние точки" l'Геометрия колеса (или колес, если их несколько) и

КПДBTOpoif секцииужеизвестныиз первогоэтапарасчета. Поэ­

тому необходимо уточнить давление нагнетания РКII =Рк И найти

новое положение точки "п. Повышение энтальпии вещества во

второй се~ции

где n - число ступеней во второй секции.

Изоэнтропный перепад эитальпий находят по формуле (7.141)

2УгII = iквп - iип =(iкп - iнп}rts, где 11. ~ссчитывают с помощью

выражения (7.152), а 7tп = РкН/РнП' Из точки Нп проводят

линию s = const и на ней находят точку "BU! которая определит уточненное давление нагнетания PкII =Рк' ино будет несколько

выше давлен~я Рк' принятого на первом этапе расчета, так как

после учета"смешения по формуле (9.167) температура и, значит,

скорость звука в точке НП снизились. При неизменной окружной скорости и2 это соответствует переходу на более высокое значение

Ми' при котором Пн будет выше. Обычно это превышение незна­

чительно и может быть скомпенсировано выбором меньшей раз­ ности давлений рк - Ркд на первом этапе расчета. Положение та­ чек 2о), определяющих состояние пара при выходе из колес в пределах каждой секции, находят так же, как и для цикла

с однократным дросселированием. При расчете цикла с дву­

кратным дросселированием .и одним испарителем в формулах (9.165)-(9.167) нужно положить QOII =О, GHH =О. После расчета

циклов и определения параметров пара при входе и выходе из

колеса каждой ступени рассчитывают геометрические размеры ра­ бочих колес, диффузоров и других неподвижных элементов про­

точной части рассмотренными ранее способами. В соответствии

стребованиями унификации в пределах одного корпуса все колеса

иПОКРЫвaIOIЦИе диски выполняют, как правило, одинаковых диа­

метров D2 и Do' а изменение площади Fo от колеса к колесу осу­

ществляется за счет увеличения диаметра втулки do'

Конструкции хоJJодильвыx центробежных компрессоров. Ам­

миачный пятиступенчатый компрессор lАЦ4-1-7-З (рис. 9.27)

601

Возможность получения ООлl.ших объемных производителl.нос­ тей делает осевые компрессоры перспективным типом машин для

пароводяных тепловых насосов, ИСПОЛl.зующих В качестве источ­

ника низкой температуры теплые водосбросы крупных промыш­ ленных предприятий, в первую очередь целлюлозно-бумажных

комбинатов, предприятий химической и нефтехимической про­

мышленности.

Недостатки осевых компрессоров следующие:

Kpyrыe газодинамические характеристики малой щютяженности

ПО расходу;

повышенная чУвствительность к помпажу, который может вы­

звать поломку лопаток рабочих колес.

Однако эти недостатки можно отчасти устранить за счет при­

менения эффективных методов регулирования, повышения уров­

ня автоматизации и культуры эксплуатации машин с осевыми компрессорами.

При производстве осевых компрессоров предъявляются высо­ кие требования к технологической культуре завода-изготовите­ ля, обусловленные сложностями изготовления в первую очередь

лопаточного аппарата.

'Устройство осевого компрессора. Осевой компрессор (рис. 9.29) состоит из входного устройства 1, во многом подобного входному устройству центробежного компрессора, описаниому выше, с по­

мощью которого газ подводится к входному направляющему ап­

парату (ВНА) 2. Входной направляющий аппарат организует по­ ток и придает ему необходимое направление движения, после чего

оп поступает на рабочее колесо (РК) 3. Отметим, что в некото­

рых конструкциях осевых компрессоров ВНА может отсутство­ вать, и тогда поток поступает к лопаткам РК непосредственно из

входного устройства. От лопаток РК к газу подводится мех~ни­

ческая энергия, причем характер изменения скорости и давления

газа при e~ движении от входного до выходного сечения РК зависит от коэффициента реактивности ступени. В ступенях с ко-

(НА) 6, в котором изменение его давления и скорости также за­

висит <?т коэффициента реактивности. При 01-2 =О скорость в НА уменьшается, а давление растет,. причем давление у~еличива­ ется только в НА; при О < а1-2 < 1 скорость в НА также умень­

шается, а давление возрастает; при 01_2 =1 давление в НА неиз­

менно, а скорость по модулю постоянна и изменяется только по

направлению (см. рис. 9.33).

При выходе из последней ступени газ проходит спрямляющий

аппарат (СА) 4, который придает выходной скорости осевое на­ правление. Обычно СА выполняют совмещенным с НА последней ступени. Из СА сжатый газ поступает в выходное устройство 5,

которое по конструкции представляет собой обращенное входное

устройство, что принципиально отличает его от выходных уст­ ройств центробежного компрессора.

Ступень осевого "о.м.nрессора состоит из РК и расположенного за ним НА (рис. 9.30). Входной направляющий и выходной спрям­

ляющий аппараты, если они предусмотрены в конструкции ма­

шины, являются самостоятельными элементами проточной части

и в состав ступени' не входят.

Размер~ элементов ступени многоступенчатого осевого ком­

прессора зависят от Выбора формы его меридианного сечения

Рис. 9.30. Ступевь осевого компрессора

(см. ниже). В общем случае высота лопаток при входе и выходе

РК и НА изменяется, умеНl.шаясl. от входного сечения к выход­

ному. Это объясняется тем, что по мере сжатия плотностl. газа

растет, его объемный расход умеНl.шается, и при мало меняю­

щейся осевой расходной составляющей скорости потока в ступе­

ни высота лопаток умеНl.шается.

В зависимости от формы меридианного сечения компрессора средний диаметр

может увеличиватl.CЯ (при DИ1 = const), оставатl.CЯ постоянным

(при этом Dиi =var и DBTi =var ) или умеН,l.шатl.CЯ (при DBTi =

= const ). 3десl. индексом .i.. обозначены номера характерных

сечений ступени. Традиц~онно входному сечению РК присваива­ ют индекс .1 .. выходному сечению РК и входному сечению НА - индекс .2 .. ; выходному сечению НА - индекс .3 ... При этом очевидно, что для промежуточной j-й ступени параметры потока в сечении 1 при входе в РК совпадают с параметрами потока в сечении 3 при выходе из НА предыдущей и - 1)-й, а параметры потока в сечении 3 при выходе из НА j-й ступени естl. не что иное, как параметры потока в сечении 1 при входе в РК после­ дующей и + 1)-й ступени. На рис. 9.30 сечения соседних с рас­ сматриваемой ступеней обозначены в скобках.

ТреУГОЛl.ники скоростей при входе и выходе из РК осевой сту­

пени строятся так же, как и для центробежной (рис. 9.31). Отно­ сителl.ная скоростl. при входе в РК равна векторной разности

w1 = С1 - U 1 ' а абсолютная скоростl. при входе в НА равна век­

торной сумме С2 =W 2 + U 2 • Векторы абсолютной скорости С1 при

входе в РК, относИтелl.НОЙ W 2 при выходе из РК и абсолютной Сз

при выходе из НА определяются геометрическими параметрами

ирежимом работы лопаточных аппаратов НА предыдущей, РК

иНА рассматриваемой ступеней.

Осевые (расходные) составляющие скорости C1Z и C2z могут от­

личаты:я друг от друга, так как прИПрофилировании стремятся

получитl. достаточно боЛl.шие высоты лопаток последних ступе­ ней компрессора, чтобы обеспечить приемлемые значения их КПД.

В пределах одной ступени умеНl.шение осевой скорости Cz обычно

невелико и не превышает 10-15 м/с.

ТреУГОЛl.ники скоростей на'среднем диаметре ступени осево­ го компрессора, построенные в общем случае с учетом отмечен­ ных особенностей конструкции проточной части, представлены

на рис. 9.32,а. 3десl. принято: " 2 > "1' что соответствует наибо­

лее распространенному варианту профилирования меридианного

сечения с постоянным наружным диаметром Dи =const и C2z < c1z'

608

Рис. 9.31. Кивематика IЮ.\'()ка, ступеии осевого ком­

прессора

Эл,е.менrrюрная ступень осевого "о.м.nресropарасполагается между

двумя сооспыи ЦИЛИНДрическими поверхностями радиусов r и r +dr

(см. рис. 9.30). Развернув цилиндрическое сечение радиуса r на

плоскOCТI., получим бесконечную систему профилей, расположен­

ных под одним и тем же углом к фронту решетки на одинаковых

расстояниях друг от друга. Профили подвижного ряда, соответст­

вующего РК и движущегося со скоростью, равной окружной скорос­

ти на поверхности цилиндра радиуса r, могут отличаТI.CЯ от Профи­

лей неподвижного ряда, соответствующих НА.

Полученная таким образом систе~ профилей называется МОС­

"Ой решет"ой nрофил.еЙ (см. рис. 9.3.1). Совокynностl. двух рас­

положенных друг за другом плоских решеток профилей, из кото­ рых первая, соответствующая РК. перемещаe'i'cя по плоскости

параллелl.НО фронту решетки со СКОРОСТl.ю и. а вторая. соответ­

ствующая НА. неподвижна, рассматривается как элементарная

ступенl. осевого компрессора. У элементарной ступени окружная

CKOPOCТl. постоянна, т. е. " 1 ="2 =U , а осевая скоростl. JIpИки-

3десl. t =1, 2,3 - номер сечения.

ТреyroЛl.ники скоростей элементарной ступени приведены на.

рис. 9.32, б. Видно, что приращение oкp~ыx составляющих абсо­

лютных и относителl.НЫХ скоростей одинаковы: АСи =АШи 'что яв­

ляется следствием постоянства окружной скорости в сечениях РК.

Безразмерные параметры осевого компрессора. Характер­

ным геометрическим размером ступени осевого компрессора счи­

тается наружный диаметр РК D 1H (см. рис. 9.30). Характерной

переносной С.КОРОСТl.ю считают либо окружную СКОРОСТI. на сред­

нем диаметре входного сечения РК, определяемом формулой

(9.169) [89]

либо окружную СКОРОСТI. на наружном диаметре D 1H [12,74,89]

кие и режимные параметры относятся к входному сечению РК,

и в далl.неЙшем может опускатl.СЯ для упрощения записи. Связl. между этими окружными скоростями устанавливается

соотношением

(9.172)

Для элементарной ступени характерной переносной СКОРОСТl.ю

является окружная скорость U на диаметре D = 2r (см. рис. 9.30).

- безразмерный диаметр втулки (корня лопатки РК во входном его сечении).

В реЗУЛl.тате оБОБщения реЗУЛl.татов эксперименталl.НЫХ ис­

следований уС'i'a1l0влено, что среднее значение уделl.НОЙ работы

ступени осевого компрессора примерно равно уделl.НОЙ рабоre эле­ ментарной ступени, расположенной на среднем радиусе, котОрЫй

делит высоту лопатки пополам. Поэтому при расчетах осевых

компрессоров и отделl.НЫХ ступеней по обобщенным эксперимен­ талl.ным характеристикам плоских решеток, обычно выполняе­

мых по среднему диаметру, в качестве характерной скорости ис­

ПОЛl.зyIOТ среднюю окружную скоростl. иср,

При проектирова;нии компрессора по характеристикам моделl.­

ных ступеней в качестве характерной скорости принимают ок­ ружною СКОРОСТI. на наружном диаметре РК ин [12]. В любом случае необходимо следитl. за тем, чтобы все бёзразмерные ре­

жимные параметры, такие как коэффициенты расхода, мощнос­

ти, теоретической, эффективной работ и другие, ИСПОЛl.зуемые в расчетах, были определены с применением той характерной скорости, которая была выбрана в качестве определяющей.

Бе;Jразмерные скорости <i>i' условный коэффициент расхода Ф, условные числа Маха Ми определяют по формулам, аналогичным

(9.2)-(9.5) и (9.9), в которых вместо и2 записывают иср, ин ИЛИ,

для элементарной ступени, и. При определении скорости Сф' вхо­ дящей в зависимостl. (9.5) для Ф, вместо диаметра D 2 записыва-

ют наружный диаметр РК DH • •

В далl.неЙшем все параметры, полученные с ИСПОЛl.зованием

в качестве характерной окружной скорости на наружном диамет­

ре РК ин, будут обо!Jначатl.CЯ теми же символами, что и найден­

ные с ИСПОЛl.зованием в качестве характерной средней окружной

скорости иср, СО штрихом.

Коэффициент расхода определяют по осевой (расходной) со­ ставляющей скорости. Для элементарной ступени коэффициент

расхода

(9.174)

вобщем случае изменяется по радиусу, поэтому для ступени

вцелом используют условные коэффициенты расхода

(9.175)

или

(9.176)

Условные числа Маха по осевой скорости C1zy определяются

соотношениями

(9.177)

где скорость звука в заторможенном потоке при входе в компрес­

сор или ступенl. находят по формулам, приведенным в табл. 7.1.

Условную осевую скорость определяют по плотности торможе­

ния при входе в ступенl.

Коэффициенты расхода Ф также различаются толl.ко значени­

ем характерной скорости

(9.179); (9.180)

При этом

(9.181)

и

(9.182)

Связl. между параметрами, зависящими от характерных ско­

ростей, в первой ступени устанавливается такими соотношениями:

Коэффициенты теоретической. эффективной и изоэнтропной

работ элементарной ступени определяют по формулам:

Для ступени в целом, в которой имеются потери на протечки

и трение, к этим трем коэффициентам добавляется коэффициент

мощности:

Если ИСПОЛl.зоваТI. В качестве характерной окружной скорос­ ти Uи' эти параметры будут обозначатl.СЯ теми же символами со

штрихом: х.', p~, \JI~, \JI', \JI:', а СВЯЗI. между ними устанавливает­

ся на основе формулы (9.172) такими соотношениями:

(9.19~)

Заметим. что f3пр. строго говоря. одинакова в обоих случa.sa. так

как зависит толl.КО от отношения массовых расходов (см. ниже).

Внутренняя МОЩНОСТЬ ступени. Гидравлический КПД. Ко­

эффициент реактив!,ости. Внутренняя мощностl. ступени осево­

го компрессора складывается из тех же составляющих. что и

внутренняя мощностl. ступени центробежного компрессора N, =

=Na + ,Nтp'

Лопатка осевого компрессора имеет профилl.. изменяющийся

по высоте, окружиая и осевая составляющие скорости по высоте

лопатки также изменяются, поэтому теоретическая (Эйлерова)

МОЩностl. должна определятl.CЯ интегрированием по высоте ло­

патки. С учетом того, что в peaJIl.HblX ступенях высота лопатки'

РК при выходе может бытl. меНl.ше. чем при входе. получим такое выражение для момента. приложенног,9 к РК:

в последнем уравнении, полученном для применения в расче­

тах осевого компрессора по среднему диаметру. среднеинтеграль­

ные окружные составляющие абсолютных скОростей. приведен­

ные к среднему диаметру соответствующего сечения, находят

с помощью выражений:

(9.194)

и

(9.195)

Массовый расход газа через колесо осевого компрессора боль­

ше, чем через выходное сечение ступени, на величину протечек.

При наличии бандажа, расположенного в верхней части лопаток

и ЯQляющегося для осевого колеса аналогом покрывающего дис­

ка у закрытого колеса центробежного компрессора, протечки идут

из области более высокого давления Р2 за колесом в область более низкого - Рl перед колесом через зазоры в лабиринтном уплот­ нении бандажа. Если бандажа нет, то протечки идут через зазор

s между корпусом и верхним сечением пера лопатки из одного

Jежлопаточного канала в другой со CTOPOHbI вогнутой части ло­

патки (корыта) к выпуклой (спинке) (см. рис. 9.30). При этом общее направление Про.течек сохраняется таким же, как и при наличии бандажа. Вследствие этого общий массов~й расход газа

через колесо будет больше Gp•K =G + liGK ' где liGK - массовый

расход протечек.

Пренебрегая влиянием протечек на кинематику потока в РК,

находим из выражения (9.193) теоретическую (Эйлерову) мощ­

ность В таком же виде, что и для центробежной ступени,

Внутреннюю мощность ступени с учетом мощности трения оп­

ределим в таком виде:

Обозначив относительные потери на протечки аналогично фор­

муле (9.19) через Рпр , а на тpeHlJe дисков в виде

Р.. ~N..ЛG(~.. ~:-~1')иl,.].I (9.198)

найдем окончательное выраже~ие для внутренней мощности

614

Коэффициент мощности осевой ступени, приведенный к сред­ ней окружной скорости "1ср'

Х=(1 + Рпр+ ~TP)(j)2иD2cp - «Р1и]=(1 + ~пр+ ~TP)'1'т' (9.200)

D1cp

Внутренняя удельная работа осевой ступени

~ = d=(1 + ~пр+ ~тp)(j)2и ~2CP - «Р1и]и~cp = xи~cp. (9~201)

lcp

Связь между внутренней и теоретической (Эйлеровой) работа­

ми устанавливается соотношением (9.25), в котором теоретичес­ кая работа.

Процессы в ступенях осевых компрессоров обычно ~иабатны,

поэтому для них справедлива зависимость (9.27), принимающая

вид

(9.203)

и присз '" С1.- зависимость (9.28), принимающая следующий вид:

Эффективную работу ступени'находят с помощью внутренне­

го, как правило, политропного КПД:

~ = ltТlпол =(1 + Рпр+ Ртр)(<I>2и~2сР - <l>1и]= U~срТlпол =

. lср

(9.205)

с помощью этого выражения непосредственно определяют

икоэффициент эффективной работы \JI по формуле (9.189).

Политропный или внутренний КПД ступени, равный в соот­

ветствии с выражениями (7.108), (7.115) и (7;116)

учитывает все потери в ступени, включая потери на трение

и протечки. Потери, связанные только с движением потока газа, так же как и у центробежных ступеней, определяют с помощью