ВІДЦЕНТРОВІ КОМПРЕСОРИ ТА ГАЗОДУВКИ

Серед компресорів турбінного типу найбільш поширеними є відцентрові компресори, які використовують у різних галузях народного господарства в разі потреби значної кількості стиснутого повітря при порівняно невеликому тиску.

У конструктивному відношенні відцентрові компресори дуже схожі з секційними відцентровими насосами. Основним елементом турбокомпресора є ступінь, що складається з відцентрового робочого колеса 1 (рис. 21), дифузора 2 та зворотного направляючого апарата 3 (у багатоступінчастих машинах), по якому стиснуте повітря перетікає до входу в наступне робоче колесо. Кінцева ступінь замість зворотного апарата має вихідний пристрій – спіральну або кільцеву камеру.

Питома енергія, що передається потокові газу при обертанні робочого колеса (напір теоретичного турбокомпресора) визначається за рівняннями, одержаним в [1]

,

де – колова швидкість на виході з робочого колеса; і – діаметр робочого колеса і його ширина; – кут виходу лопатей робочого колеса; – об’ємна подача машини; – коефіцієнт циркуляції.

З цього рівняння витікає, що при певних розмірах робочого колеса напір, створюваний лопатевою машиною, залежить від об’ємної подачі та частоти обертання вала.

У турбокомпресорі між робочим колесом і корпусом знаходяться порожнини, що заповнені повітрям. Воно, як і всі гази, є дуже поганим провідником тепла. Враховуючи це, а також швидкоплинність протікання газу через міжлопатевий простір робочого колеса, можна з достатньою точністю вважати процес стискання газу в ступені турбокомпресора адіабатним.

Тоді з урахуванням незначної відмінності між абсолютними швидкостями потоку на вході та виході з робочого колеса, теоретична питома робота (Дж/кг), що витрачається в ступені турбокомпресора, і яка дорівнює питомій енергії, що передається потокові газу при обертанні робочого колеса, виходячи з (6), становить

,

де і – тиск газу на вході та виході з робочого колеса відповідно; – с.п.т. ступеня в теоретичному процесі.

З урахуванням вище наведених залежностей адіабатного процесу та рівняння стану ідеального газу, маємо

, (44)

де – абсолютна початкова температура газу; – абсолютна температура газу на виході з теоретичного ступеня компресора.

Дійсний процес стискання газу в ступені турбокомпресора супроводжується додатковими витратами роботи на подолання аеродинамічного опору як проточної частини робочого колеса, так і нерухомих каналів ступеня. Ця додаткова робота безповоротно перетворюється на тепло, яке в умовах практичної теплової ізоляції робочого колеса не може бути відведеним до навколишнього середовища і сприймається стискуваним газом. Тобто фактичний процес стискання в робочому колесі турбокомпресора може розглядатися як умовний політропний процес з показником політропи У цьому разі питома робота, що витрачається безпосередньо на стискання газу в ступені – ефективна робота ступеня, дорівнює

, (45)

де – ефективний напір ступеня; – фактична кінцева абсолютна температура газу в ступені; – фактичний с.п.т. ступеня.

Повна питома робота, що передається потокові газу в ступені в реальних умовах, становить

(46)

де – питома робота, що витрачається на подолання аеродинамічного опору елементів ступеня.

Для надання аналізу робочого процесу турбокомпресора наочності зобразимо його графічно. Для цього зручно використовувати s-T–систему координат (питома ентропія – абсолютна температура). З термодинаміки відомо, що площа під лінією процесу в цій системі координат еквівалентна питомому теплу процесу. Беручи до уваги, що права частина рівняння (44) формально визначає питоме тепло ізобарного процесу, який відбувається при абсолютному тиску у інтервалі температур – , і величина якого еквівалентна площі, обмеженій лінією цього процесу (тобто ділянкою ізобари між температурами і ) та віссю абсцис, приходимо до висновку, що названа площа еквівалентна теоретичній питомій роботі, що витрачається в ступені турбокомпресора.

Рис. 22. Процеси стискання газу в ступенi турбокомпресора

Графіки процесів стискання газу в ступені турбокомпресора наведені на рис. 22. На цьому рисунку точка 1 відповідає початковому стану газу на вході до ступеня. Лінія 1 – 2_т відображає обертальний адіабатний (ізоентропний) процес стискання в теоретичному ступені турбокомпресора, а точка 2_т – параметри стану газу на виході з цього ступеня. Площа 1-2_т-3-4-5-1 еквівалентна теоретичній питомій роботі в ступені.

Процес стискання газу в дійсному ступеню турбокомпресора з урахуванням опору його проточної частини відображає лінія 1– 2. У загальному випадку вона не є прямою через те, що в реальних умовах стискання газу відбувається з перемінним показником процесу. Але в межах одного ступеня при певному об’ємі засмоктуваного газу зміна показника незначна, що дає підставу вважати його незмінним і лінію 1– 2 рахувати прямою.

Відповідно до формули (46), повна питома робота, що витрачається на стискання газу в ступеню, складається з двох частин: роботи стискання або ефективної роботи ступеня і роботи, яка йде на подолання аеродинамічного опору ступеня. Ефективна робота ступеня на s-T–діаграмі еквівалентна площі 1-2-3-4-5-1. Температура газу на виході із ступеня дорівнює

.

Тепло, що підводиться до газу під час стискання, дорівнює роботі, яка йде на долання аеродинамічного опору ступеня, і відповідає площі 1-2-6-5-1.

Отже, повна питома робота визначається площею 4-3-2-6-4. Величина цієї площі може бути визначена як робота умовного адіабатного процесу, що відбувається між температурами і і відображається на рисунку лінією 7 – 2.

Тоді значення повної питомої роботи може бути підраховане за формулою

, (47)

Аеродинамічну досконалість ступеня, згідно з загальною теорією лопатевих машин, визначають гідравлічним ККД, який відносно до турбокомпресорів має назву політропного ККД

. (48)

Детальний аналіз внутрішніх процесів у ступені турбокомпресора показує, що наявність аеродинамічних опорів її елементів призводить до збільшення роботи стискання через зростання показника процесу, більш суттєвого підвищення температури стиснутого газу, викликає додаткову витрату енергії на привід, а також дещо зменшує с.п.т. у ступені при певній частоті обертання робочого колеса.

Напір, створюваний робочим колесом турбокомпресора, пропорційний квадрату колової швидкості на периферії колеса. Ця швидкість обмежується з міркувань міцності колеса та можливості отримання прийнятого ККД. У повітряних компресорах вона не перевищує зазвичай 350…400 м/с. При цьому теоретичний с.п.т. ступеня в залежності від конструктивних особливостей робочого колеса становить 1,7…3,0. Отже, для одержання кінцевих надлишкових тисків повітря більших, ніж 0,07…0,2 МПа, потрібно використовувати багатоступінчасті турбокомпресори, у яких стискуваний газ послідовно проходить через декілька ступенів. У такому компресорі (рис. 21) повітря з робочого колеса першого ступеня 1 потрапляє в дифузор 2 і далі через зворотний направляючий апарат 3 надходить до робочого колеса другого ступеня 4 і т. д.

У багатоступінчастому турбокомпресорі масова транзитна витрата повітря через усі послідовно розташовані ступені однакова, а об’ємна витрата при переході з одного ступеня до наступного зменшується. Це пояснюється зростанням густини повітря внаслідок стискання його в попередньому ступені.

Об’ємна витрата газу на вході в ступінь є одним із основних параметрів, що визначає геометрію робочого колеса. Із теорії подібності турбомашин відомо, що для робочих коліс певного типу оптимальні режими роботи будуть мати місце лише в разі забезпечення повної геометричної подібності елементів ступеня та подібності трикутників швидкостей у всіх схожих його перерізах. В умовах зменшення об’ємної витрати на вході до наступного ступеня необхідно, виходячи з потреби додержання подібності трикутників швидкостей, відповідно знизити колову швидкість та ширину колеса на його вході, тобто треба послідовно від ступеня до ступеня зменшувати діаметри та ширину робочих коліс. На практиці для спрощення конструкції та здешевлення виготовлення агрегату загальну кількість ступенів зазвичай поділяють на секції з двох-трьох ступенів, у межах яких діаметри робочих коліс залишаються однаковими, а зниження об’ємної витрати в послідовно розташованих ступенях секції компенсується за рахунок зменшення ширини коліс. Загальна с.п.т. багатоступінчастого компресора дорівнює добутку с.п.т. його ступенів.

Різні ширина та діаметри робочих коліс є ознакою, що відрізняє відцентровий компресор від секційного відцентрового насоса, у якому всі робочі колеса мають однакові розміри внаслідок незмінності об’ємної витрати рідини через усі ступені (винятком є деякі насоси з більш широким колесом першого ступеня, завдяки чому поліпшується їх всмоктувальна здатність).

При однакових зовнішніх діаметрах робочих коліс однієї секції напір, а отже і робота стискання в усіх її ступенях, рівні. У той же час температура повітря, що засмоктується, зростає від ступеня до ступеня. Це викликає поступове зменшення с.п.т. ступенів, адже з рівняння (45) витікає, що

(49)

де – температура повітря, яке засмоктується в і -тий ступінь; – с.п.т. цього ступеня.

Для збільшення с.п.т. багатоступінчастого компресора потрібно охолоджувати повітря, що стискається. Таке охолодження призводить також до зменшення потужності на валу компресора.

У практиці турбокомпресоробудування використовують три схеми охолодження повітря в цих агрегатах:

1 – охолодження повітря в спеціальних проміжних повітроохолоджувачах, які розташовують поміж групами (секціями) неохолоджуваних ступенів турбокомпресора або поміж окремих ступенів;

2 – внутрішнє охолодження повітря в турбокомпресорі при протіканні його по нерухомих елементах ступеня (дифузору та зворотному направляючому апарату) за рахунок підведення охолоджувальної води до спеціальних порожнин (сорочок), що охоплюють ці елементи;

3 – охолодження повітря за рахунок уприскування води та подальшого випаровування її в потоці повітря поміж ступенями.

Найбільш поширене охолодження стискуваного повітря в зовнішніх проміжних теплообмінниках за допомогою води.

Частота обертання вала повітряних турбокомпресорів становить зазвичай 9000…12000 об/хв. Тому до складу агрегату входить, як правило, мультиплікатор, який забезпечує потрібну частоту обертання вала. Через велику частоту обертання робота турбокомпресора супроводжується значним аеродинамічним шумом. Велика частота обертання вала обумовлює появу певних конструктивних особливостей турбокомпресорів, які відбиваються на їхній експлуатації, зокрема обмежують кількість пусків агрегату та роблять недоцільним його використання в разі потреби частих зупинок.

Регулювання подачі турбокомпресорів здійснюють дроселюванням засмоктуваного повітря.

Експлуатаційні характеристики відцентрових турбокомпресорів схожі з характеристиками швидкохідних відцентрових вентиляторів, зокрема їх напірні характеристики в області низьких подач мають максимум. Це робить можливою появу нестабільних режимів роботи компресорної установки. Для запобігання цьому турбокомпресори, що працюють на мережу, витрата стиснутого повітря в якій змінюється в широкому діапазоні, облаштовують антипомпажним пристроєм, який забезпечує вихід частини стиснутого повітря назовні через спеціальний клапан при зростанні тиску в мережі до рівня, небезпечного з точки зору виникнення помпажу. У разі стабільної витрати стиснутого повітря в мережі потреби в антипомпажному захисті не має.

При необхідності одержання великої кількості стиснутого повітря з надлишковим тиском до 0,1...0,3 МПа використовують одно- або багатоступінчасті повітродувки. На відміну від турбокомпресорів стискуваний газ у цих машинах не охолоджується, тобто вони являють собою одну секцію турбокомпресора.

Поиск по сайту: