1. Устройство и принцип действия турбогазодувок и турбокомпрессоров

Подобно центробежным насосам рабочее колесо 1 описываемых турбомашин (рис. Ш-7, а) снабжено лопатками и заключено в кожух. Вращаясь с большой окружной скоростью, колесо увлекает с собою газ, выбрасывает его в кожух и далее в нагне­тательный газопровод. При этом в центральной части колеса образуется разрежение, благодаря чему создается непрерывный приток свежих порций газа через всасывающий патрубок. Так как газ выбрасывается из колеса с большой скоростью, то по выходе из него он проходит через диффузор или направляющий лопаст­ной аппарат 2 с увеличенной площадью выходного сечения, где кинетическая энергия переходит в энергию давления. Направля­ющий аппарат представляет собой систему неподвижных лопастей, охватывающих рабочее колесо машины и направленных в сто­рону, обратную рабочим лопаткам, в соответствии с направлением газовых струй, выходящих из колеса.

Степень сжатия газа в одной ступени компрессора обычно невелика, поэтому в общем кожухе машины на одном валу разме­щают несколько колес. Так, по выходе из направляющего аппа­рата 2 (рис. Ш-7, а) газ обратным каналом 3 подводится ко вто­рому колесу. Пройдя последовательно все ступени, сжатый газ уходит в нагнетательный газопровод. Скорость выхода газа из последнего направляющего аппарата все же достигает часто 50 м/с, поэтому для понижения ее до уровня скорости в газопро­воде кожух машины делается спиральным и заканчивается расширяющим коническим патрубком (угол конусности 6-8°).

На практике встречаются различные варианты расположения рабочих колес в кожухе машины. Так, на рис. Ш-7, б колеса расположены так, что газ всасывается слева и, пройдя все сту­пени, удаляется справа. Колеса машины по схеме, показанной на рис. Ш-7, в, расположены так, что газ всасывается с двух противоположных сторон и удаляется общим потоком в середине кожуха. Последний вариант компактнее и освобождает машину от осевых усилий.

По мере увеличения степени сжатия газа, как уже известно, возрастает его температура и, следовательно, также и расход энергии. Так как охлаждение машины водяной рубашкой дает

Рис. 111-7, Схемы рабочих колес турбогазодувок и турбокомпрессоров:

а — колеса н направляющий аппарат; б — расположение колес при одностороннем вса­сывании газа; в — расположение колес прн двухстороннем всасывании газа; з — типы колес.

н ебольшой эффект, то в многоступенчатых машинах сжимаемый газ после прохода через 3—4 ступени охлаждают в выносных холодильниках (рис. III-8). При больших степенях сжатия в связи со значительным изменением удельного объема газа рабочие ко­леса по направлению его выхода выполняются меньшей ширины или меньшего диаметра.

2. Степень сжатия газа в турбогазодувках и турбокомпрессорах. Расход энергии.

Основное уравнение турбогазодувки и турбокомпрессора ана­логично уравнению для центробежного насоса [уравнение (11.10а)]:

H_r = (\/g)u₂c₂cosa₂

Теоретический напор Я_т, развиваемый рабочим ко­лесом рассматриваемых турбомашин и измеряемый высотой столба сжимаемого газа, как видно из уравнения (II. 10а), зависит от окружной скорости на кромке колеса и₂, абсолютной скорости выхода газа с₂, угла между направлениями этих скоростей а₂

(см. рис. П-8), но не зависит от физических свойств газа. На­пор Я_т, как и у центробежных насосов, слагается из потенциаль­ного [Я_п = (р₂ — Pi)/pg] и кинетического [Як' = (cl — c])/2g] напоров, т. е.

Л_т = ^v

^нп + "к = (Р₂ ~ Pi)/PS + (4 - «i)/34? Турбогазодувки и турбокомпрессоры предназначены, однако, лишь для повышения давления газа, поэтому стремятся к умень­шению выходной скорости с₂, переход которой в давление сопря­жен с большими потерями энергии. С этой целью, как и у центро­бежных насосов (см. с. 120), лопатки рабочего колеса отогнуты назад относительно направления его вращения (на практике |3₂ = 37—50°). Так как скорость газа на выходе из направляющего аппарата обычно очень близка к скорости в нагнетательном тру­бопроводе, то вторым слагаемым в последнем выражении можно пренебречь.

Действительный напор Я, сообщаемый газу в одной ступени рассматриваемых турбомашин, значительно ниже теоретического Я_х вследствие отклонения реального процесса сжатия от идеального. Прежде всего, поскольку колесо передает газу вращательный момент, то на боковых поверхностях двух соседних лопаток возникает разность давлений, обусловливающая неравенство скоростей в сечении канала, образуемого лопатками. В результате этого теряется часть напора, учитываемая коэффи­циентом х\₂ (в среднем т)₂ = 0,8 — 0,85). Кроме того, относитель­ная скорость газа на выходе из колеса направлена не строго под углом наклона лопаток Р₂, а под меньшим углом, что влечет за собой изменение величины (с£ вместо с₂) и направления (аг вместо а_г) абсолютной скорости. Значение с₂ cos аг принято выражать через окружную скорость посредством так называемого коэф­фициента закручивания т)₃ = c2cosoc2/m2 на вы­ходе из колеса (обычно т]₃ = 0,7—0,9). Наконец, гидравлические потери напора (трение о стенки канала, корпуса и направляющих устройств, изменение величины и направления скоростей и др.) в ступени машины учитываются гидравлическим коэффициентом полезного действия г)_г (обычно т)_г = 0,75—0,90). Таким образом, действительный напор выразится так:

их щ

fl = W)r-«4H-^ (Ш.12)

где т)_н= г),,г)зГ]_г— коэффициент напора; для колес с загнутыми назад лопат­ками Г|_и = 0,50.

В случае идеального газа работа политропического сжатия 1 кг газа будет:

g m — lg откуда степень сжатия газа в одной ступени турбомашины

/ „2 \ m-l

Из выражения (III.13) видно, что степень сжатия в одной ступени турбомашины растет с уменьшением температуры всасы­ваемого газа и его удельного объема, поскольку p_xVx = RT (со­ответственно с ростом плотности и молекулярной массы). Наиболь­шее влияние на степень сжатия оказывает окружная скорость на кромке рабочего колеса, достигающая в современных турбо-машинах 400 м/с. Обычно и_г = 150—200 м/с и pjpi — 1.2—1,3; сравнительно редко встречается pjpi = 1,5—1,8.

Для многих реальных газов, особенно паров, не подчиня­ющихся уравнению pv = RT, выражение (III.13а) строго не при­менимо. В этих случаях удобно выразить политропическую работу сжатия 1 кг газа разностью энтальпий (см. рис. III-2, б):

'2-'i ^{= 1}1h^u2 (III. 13а)

По диаграмме i—S для данного газа (пара) можно найти ве­личину р₂ (затем p₂/pi), соответствующую данному значению 1₂—i\. Заметим, что одно- и многоступенчатые турбогазодувки (число ступеней не более 3—4) работают чаще всего без охлажде­ния, так что политропа сжатия в диаграмме i—S проходит круче адиабаты (см. рис. Ш-2, б). Если неохлаждаемая газодувка со­стоит из последовательных идентичных ступеней, создающих оди­наковые напоры, то образуемая ими полная степень сжатия идеаль­ного газа Рг+Jp-L может быть найдена из уравнения:

m-l m

— 1

откуда

m

„2 \ пГл

Для реального газа искомая степень сжатия может быть най­дена с помощью i—S-диаграммы по полному политропическому перепаду тепла —ii), причем

Си —'i = ²v4 (III. 14а)

В случае идеального газа температура в конце сжатия может

быть найдена по известному соотношению T_n/T„_, = (Pn/pn-i)^im~~^l)/m> а для реального газа — по диаграмме i—S.

Выражения (III.13) и (III.14) справедливы также для турбо­газодувок с внутренним охлаждением (при помощи рубашки или внутренних каналов), отражающемся, как уже известно, на по­казателе политропы m или перепаде тепла на i—5-диаграмме (i'i—h ^на Р^ис- П1-2, б).

Турбокомпрессоры, отличающиеся от турбогазодувок более высокой степенью сжатия, и, следовательно, большим числом рабочих колес, почти всегда работают с промежуточным охлажде­нием газа после группы ступеней (2—4), реже — после каждой ступени. Выражения (III.13) и (III.14) справедливы и в данном случае применительно к каждой группе ступеней, т. е. до каждого отвода газа в промежуточный холодильник. Рабочий процесс сжатия реального газа в многоступенчатом турбокомпрессоре с промежуточным охлаждением изображается в i—S-диаграмме так же, как и в случае многоступенчатого поршневого компрес­сора (см. рис. 111-5, б).

Мощность турбогазодувки и турбокомпрессора определяется по тем же уравнениям (ШЛО) и (III.11), что и для поршневого компрессора, но с несколько иным выражением полного коэф­фициента полезного действия:

% ='Пиз'По'Пм'Ппер'Пд "ЛИ Чк ='Пад'По'Пм'ПперЧд (III.15)

Здесь т)₀ — коэффициент, учитывающий утечки газа через уплотняющее устройство (первое выражение относится к охлаждае­мым, а второе — к неохлаждаемым машинам). На практике ц„з = 0,55-0,70; т)₀ = 0,95-0,99; т)_ад = 0,60-0,75; т)_м = = 0,97—0,99.

3. Характеристики турбогазодувок

и турбокомпрессоров. Рабочие точки.

Параллельная и последовательная работа машин

Индивидуальной, или частной, харак­теристикой турбогазодувки и турбокомпрессора называют график зависимости напора Я (давления р_г или степени сжатия газа pjpi), мощности на валу машины N_B и коэффициента полез­ного действия т)_к от производительности V (по объему всасывае­мого газа) при постоянном числе оборотов рабочего колеса и опре­деленном состоянии всасываемого газа. Эта характеристика строится на основании данных испытания машины и имеет в прин­ципе тот же вид, что и для центробежного насоса (см. рис. 11-9, а). Кривая зависимости Я (р) = f (V) и в данном случае имеет точку относительного максимума, левее которой (восходящая ветвь кривой) располагается область неустойчивой работы машины («помпажа»), характеризующаяся резкими колебаниями произво­дительности, толчками и вибрацией. Как и в случае центробеж­ного насоса, на кривой зависимости т) = / (V) также имеется экстремальная точка, соответствующая конкретной паре значе-

ний Я (илир₂) и V, при которых машина работаете максимальным коэффициентом полезного действия п„акс; ^ПР^И всех других значениях Я и V величина г\ <п_манс.

Рабочая точка турбогазодувки и турбокомпрессора при исполь­зовании одиночной машины, а также для двух параллельно или последовательно включенных машин, как и в случае центробеж­ного насоса (см. рис. 11-10), на­ходится на пересечении характе­ристики машины с характеристи­кой газопровода.

Более широкую информацию о рабочих свойствах рассматри­ваемых машин содержит уни­версальная характе­ристика, представляющая собой семейство кривых Я (или р) — V при различных числах оборотов и кривых Т]=/(Я,У). Такая характеристика показана

Рис. II1-9. Универсальная характеристика турбокомпрессора.

на рис. Ш-9. Заметим, что абсцисса экстремальной точки на кривых Я (или р) — V смещается влево по мере уменьшения числа оборотов рабочего колеса, сужая соответственно область неустойчивой работы машины. Пересчет и перестройка характе­ристик центробежных компрессоров (кривых Я — V и N— V) производится по ранее изложенным законам пропорционально­сти (см. с. 124):

nJn₂ = V₁/V₂^V7^l = VN₁7N₂~ (III. 16)

Перестройка же характеристик центробежных компрессоров на другое состояние всасываемого газа производят исходя из того, что развиваемое давление и мощность на валу машины пропорциональны плотности всасываемого газа: pi/p\ — px/pi =

4. Регулирование производительности турбогазодувок и турбокомпрессоров

Необходимость регулирования производительности турбогазо­дувок и турбокомпрессоров возникает на практике в связи с ко­лебаниями параметров производственного процесса. При этом могут предъявляться различные требования: а) изменение коли­чества сжимаемого газа при сохранении его конечного давления; б) изменение давления сжатого газа при постоянной производи­тельности машины; в) одновременное изменение количества и давления сжатого газа. Во всех случаях с учетом зависимости Н (Pi) ~ f (V) рабочая точка не должна располагаться в области неустойчивой работы машины (восходящая ветвь характеристики). Требуемые координаты рабочей точки получают либо искусствен­ным изменением характеристики газопровода, либо характе­ристики самой машины, либо обеих характеристик одновременно.

Простейшим способом регулирования производительности при сохранении давления сжатого газа является перепуск его избытка (при помощи автомати­ческого клапана) из нагнетательной во всасывающую линию нлн даже в атмо­сферу. Этот способ наименее экономичен, так как сопряжен с потерей энергии, затраченной на сжатие перепускаемого количества газа. Рабочая точка и коэф­фициент полезного действия в данном случае остаются неизменными.

Такой же эффект регулирования (уменьшение подачи газа при р₂ = const) может быть достигнут путем изменения степени прикрытия задвижки или дрос­сельного клапана на нагнетательном газопроводе. В этом случае, как и у центро­бежного насоса (см. рис. II-I0), изменяется производительность при постоянном давлении в нагнетательном газопроводе (перемещается рабочая точка) благо­даря изменению характеристики последнего при неизменной характеристике машины. Данный способ сопряжен, однако, с увеличением удельного расхода энергии из-за падения коэффициента полезного действия машины и роста гид­равлического сопротивления задвижки.

Регулирование массовой производительности машины прн постоянном числе ее оборотов путем дросселирования всасываемого потока газа достигается в ре­зультате изменения его плотности с понижением давления. Прн этом изменяется характеристика машины, и давление в нагнетательном газопроводе уменьшается пропорционально давлению всасывания. Мощность на валу машины уменьшается, но массовый удельный расход энергии несколько возрастает.

Наиболее экономичным является способ регулирования работы центробеж­ных компрессоров путем нзмеиеиня их числа оборотов, который практически возможен, однако, в случаях, когда машина приводится в движение паровой нлн газовой турбиной. Располагая универсальной характеристикой, можно обес­печить требуемые параметры рабочей точки без ввода дополнительных гидрав­лических сопротивлений и перепуска сжатого газа. Удельный расход энергии при этом изменяется незначительно в результате некоторого уменьшения коэф­фициента полезного действия машины в сравнении с его значением для номи­нального рабочего режима.

По экономичности близок к рассмотренному способ регулирования при помощи направляющих лопаток, установленных иа входе илн выходе из рабо­чего колеса. Вследствие поворота всех лопаток прн помощи специального устрой­ства на некоторый угол поток газа закручивается, отклоняясь от нормального радиального входа. Это вызывает смещение кривой Я—V влево, н напор прихо­дит в соответствие с давлением в нагнетательном газопроводе прн меньшей по­даче. Одновременно вследствие передачи газовому потоку меньшего количества энергии уменьшается мощность на валу машины.

5. Осевые компрессоры

Основными частями осевого компрессора (рис. Ш-10) яв­ляются ротор 2 с рабочими лопатками 4 и корпус /, к внутренней поверхности которого прикреплены направляющие лопатки 3 и 5. Лопатки ротора являются как бы частью винтовой поверхности, а окружающий газ служит «гайкой». При вращении такого винта газ («гайка») будет поступательно перемещаться в осевом направ­лении справа налево, участвуя одновременно во вращательном движении. Каждый поперечный ряд лопаток 4 и соседний ряд

н аправляющих лопаток 5 образуют одну ступень. Кинетическая энергия, сообщаемая газу вращающимися лопатками 4, превра­щается при его проходе через направляющие лопатки 5 в стати­ческий напор (давление). Каждый ряд направляющих лопаток служит входным направляющим аппаратом в следующую ступень. Газ входит в компрессор через патрубок, закручивается лопат­

д ительность в процентах от нормальной. Пунктирной линией показана граница устойчивой области работы компрессора. В верх­ней .части рис. III-11 нанесены кривые зависимости т)_а от произво­дительности при разных числах оборотов ротора. Отмеченные особенности осевых компрессоров затрудняют их применение в тех случаях, когда требуются значительные изменения произ­водительности.

Производительность осевых ком­прессоров регулируется теми же способами, что и производитель­ность турбокомпрессоров.

6. Вентиляторы

характеристика

По своему устройству и прин­ципу действия центробежные и осе­вые вентиляторы аналогичны рас-

Рис. 111-11. Универсальная осевого компрессора.

ками 3, проходит вдоль оси последовательно через все ступени и, сжатый до требуемого конечного давления, уходит по патрубку 7 в напорный газопровод. Степень сжатия газа в одной ступени обычно не превышает 1,15—1,20, поэтому для достижения боль­ших степеней сжатия осевые компрессоры делают многоступен­чатыми; число ступеней, однако, не превышает 20. При этом окруж­ная скорость ротора доходит до 300 м/с.

От центробежных компрессоров осевые отличаются движе­нием сжимаемого газа, направленным вдоль оси ротора без рез­ких отклонений. Вследствие совершенной аэродинамической формы лопастей и малого зазора между последними и корпусом в осевых компрессорах достигается более высокий коэффициент полезного действия, чем в центробежных (г|_ад == 0,90—0,92). Достоинством осевых компрессоров является также их компакт­ность.

Характеристика осевого компрессора (Н—V) отличается кру­тым падением нисходящей ветви (малым изменением производи­тельности при резком изменении напора), а также резким паде­нием коэффициента полезного действия т)_а при отклонении от оптимального режима. Особенностью осевого компрессора яв­ляется также большая неустойчивая зона (75—90% от расчетной производительности). На рис. 111-11 представлена универсальная характеристика осевого компрессора, причем по оси ординат отложена степень сжатия газа р₂1ръ ³ по оси абсцисс — произво­смотренным выше одноименным компрессорам. В отличие от них вентиляторы работают с меньшими окружными скоростями (обычно не выше 60—80 м/с), являются одноступенчатыми и пред­назначены для создания избыточного давления до 10 кПа (степень сжатия 1,1). В зависимости от него различают вентиляторы низ­кого (до 1 кПа), среднего (1—4 кПа) и высокого (выше 4 кПа) дав­ления. Соответственно низкому рабочему давлению и значительно 'меньшей окружной скорости центробежные вентиляторы в сравнении с турбокомпрессорами имеют облегченную конструк­цию. Такой вентилятор состоит из лопастного колеса, вращающе­гося внутри спирального кожуха, и станины (рис. III-12). Газ всасывается в центральную полость колеса и выбрасывается через расширяющийся патрубок (диффузор) с целью преобразования скоростного напора в давление. Поворачивая вентилятор, при на'личии соответствующего крепления его к станине можно при­дать выходному патрубку любое расположение. Существует мно­жество конструктивных модификаций рабочего колеса, отлича­ющихся друг от друга главным образом профилем лопаток и их креплением. На рис. III-12 в качестве примера приведен внешней вид весьма распространенного рабочего колеса. Вал вентилятора в зависимости от числа оборотов соединяется с электродви­гателем либо непосредственно, либо через промежуточную передачу.

Напор, развиваемый центробежным вентилятором, опреде­ляется по уравнению, приведенному выше для центробеж­ного компрессора. В данном случае напор удобно выразить не высотой газового столба, а в единицах давления (в Па):

Л = т)_нри* = Др (III.16а)

_где и₂ — окружная скорость на кромке рабочего колеса; р — средняя плотность газа.

Коэффициент напора г)_н — величина переменная, зависящая от рабочего режима вентилятора; при оптимальном режиме она

i • « V _: .... ... i

Рис. 111-12. Центробежный вентилятор.

колеблется в следующих пределах: 0,5—0,7 при лопатках, загну­тых назад; 0,6—0,8 при радиальных лопатках; 0,8—1,1 при ло­патках, загнутых вперед. Приведенные значения т)_н не дают, однако, оснований для вывода о том, что требуемый напор может быть создан при наименьшей окружной скорости или при мень­шем диаметре рабочего колеса. Дело в том, что напор Н, как и в случае центробежного компрессора, слагается из потенциаль­ного (приращение давления) и кинетического (приращение ско­рости). На пути к нагнетательному газопроводу, где скорость газа значительно ниже, чем на выходе из колеса, избыточный кинетический напор переходит в потенциальный с большими по­терями. Кроме того, лопатки, загнутые вперед, обусловливают более низкий гидравлический коэффициент полезного действия вентилятора. В связи с этим рабочие колеса вентиляторов, как правило, имеют лопатки, отогнутые назад, и только в специальных случаях — радиальные или отогнутые вперед.

Индивидуальная и универсальная характеристики вентиля­торов принципиально не отличаются от одноименных характе­ристик центробежных компрессоров. В обоих случаях одинаковы также методы определения рабочих точек одиночных, параллельно и последовательно включенных машин. Для перестройки харак­теристик вентиляторов на другие числа оборотов применимы законы пропорциональности (111.16).

Для подачи больших объемов газа при малых напорах нашли применение осевые вентиляторы, состоящие из осевого ло­пастного колеса 1 (с числом лопаток от 2 до 16) и ко­жуха (рис. 111-13). При вра­щении колеса газ входитчерез отверстие 3, под действием лопаток перемещается между ними в осевом направлении и удаляется через выходное отверстие 4 (на рисунке от­дельно показано трехлопаст­ное колесо). Лопатки поса­жены на втулку под углом относительно оси и имеют форму, напоминающую по профилю лопасть винта са­молета. К числу достоинств осевых вентиляторов отно­сятся прямоточное движе­ние газа вдоль оси вала, отсутствие резкого измене­ния направления потока, компактность и реверсив­ность; коэффициент полез­ного действия этих вентиля­торов выше, чем у центро-

Рис. 111*13. Осевой вентилятор.

бежных. Подобно осевым компрессорам осевые вентиляторы имеют широкую область неустойчивой работы, круто падающую нисходящую ветвь характеристической кривой H—V и кривой зависимости коэффициента полезного действия от производи­тельности и напора.

Регулирование производительности центробежных вентиля­торов производится посредством изменения числа оборотов, дросселированием всасываемого или нагнетаемого потока прн помощи задвижки, а также поворотными направляющими лопат­ками, установленными перед всасыванием.

Так как степень сжатия газа в вентиляторах очень мала, то затрачиваемую при этом полезную работу можно с достаточной точностью принять равной VAp, где Ар = pgH. Объем подавае­мого газа в нагнетательный газопровод обычно несколько меньше всасываемого объема вследствие утечек через неплотности и за- зоры; эти потери учитываются объемным коэффициентом полез- ного действия т)„. Учитывая гидравлические и механические потери энергии коэффициентами полезного действия г)_г и т)_м, находим выражение для мощности на валу вентилятора (в кВт): N= КДр/1000п_от]_гг|_м = ИДр/ЮООпв (III.17)

Здесь V — производительность вентилятора, м³/с; т)_в ^==г)о^г)г^г)м— полный коэффициент полезного действия вентилятора. Обычно У)_в = 0,50—0,70; точные значения т)_в определяются по харак­теристикам определенных вентиляторов.

В. РОТАЦИОННЫЕ КОМПРЕССОРЫ