Компрессоры 2 страница

Потеря расхода определяется известным выражением , где μ – коэффициент расхода; ρ – плотность газа; S – площадь утечек.

Давление р _ут в значительной мере компенсируется центробежной силой возникающей при вращении рабочего колеса в полости между покровными дисками и корпусом. Поэтому оно значительно меньше развиваемого колесом статического давления, а утечки также составляют 4-6%.

Механические потери обусловлены потерей мощности в подшипниковых узлах и сальниковых уплотнениях. Для мощных машин они незначительны. Дисковые потери, представляющие потери от трения покровных дисков о поток с внешней стороны колеса, существенны и могут составлять до 5-10%.

Вычитая потери давления из значений теоретического и учитывая наличие утечек получается нелинейная характеристика p=f(Q).

Индивидуальные характеристики центробежных и осевых компрессоров и вентиляторов, полученные при экспериментальных испытаниях, не являются монотонными. При различных аэродинамических схемах характеристики таких машин могут быть близкими к монотонным или иметь седлообразные характеристики с резко выраженными минимальными и максимальными значениями давлений. Провалы характеристик проявляются при малых производительностях. Особенно сильно провал в характеристиках наблюдается у осевых турбомашин.

Экспериментально получаемая характеристика компрессора представлена на рис.42.

На рис.43 приведена физическая картина появления провала характеристик осевого компрессора

При отсутствии направляющего аппарата вектор абсолютной скорости с ₁' направлен в осевом направлении (рис.43а) и определяет некоторую производительность колеса Q ₁. Вектор относительной скорости невозмущенного потока w_m направлен под углом атаки α' к хорде крыла. Зная характеристику профиля крыла (рис.37) можно определить коэффициент подъемной силы с_у и саму подъемную силу R_у по формуле (129).

При снижении расхода через колесо до Q ₂ вектор абсолютной скорости уменьшается с ₁''< с ₁' (рис.43б) и угол атаки увеличивается α'' > α'. В соответствии с характеристикой профиля (рис.37) коэффициент с_у возрастает.

Но так может продолжаться до момента достижения углом атаки α критического значения, при котором коэффициент с_у достигнет максимума. При дальнейшем снижении расхода через колесо подъемная сила будет снижаться.

На рис.44 показано течение потока газа при изменении расхода. При расходе Q ₁ наблюдается нормальное распределение потока по радиусу колеса (рис.44а). При снижении расхода до некоторого Q ₂ < Q ₁ спад давления прежде всего проявляется на периферийном участке лопасти (рис.44б). Здесь в зону низкого давления происходит прорыв газа из зоны высокого давления, т.к. скорость газа понижается, а зазор между лопастью и корпусом существует. В каналах между лопастями появится обратный поток, который рабочим колесом уже получил подкрутку в направлении вращения. При взаимодействии закрученного потока с потоком до колеса последний также получает подкрутку в сторону вращения. Это приводит к общему снижению давления создаваемого колесом.

Продолжение снижения подачи приводит к расширению зоны прорыва газа в зону низкого давления и дальнейшее снижения провала в характеристике.

Когда масса газа, который перемещается в межлопастном канале, вследствие сжатия становится значительной, начинает сказываться центробежная сила и давление повышается.

При отсутствии подачи (рис.44в) транзитный поток отсутствует и действует только поток циркуляции. При этом давление колеса достигает максимального значения.

12.1. Устойчивость работы системы компрессор-сеть. Помпаж.

Работа системы компрессор-сеть определяется точкой пересечения характеристики компрессора с характеристикой внешней сети. Эта точка называется режимной или режимом работы компрессора на данную внешнюю сеть.

Режимная точка, в зависимости от сопротивления сети может находиться в любой части характеристики компрессора, как показано на рис. 45. это точки А, В, или С.

Напомним, что давление есть удельная объемная работа, сообщаемая машиной-генератором потоку.

Под устойчивостью системы понимается возврат режима работы в первоначальное состояние после снятия возмущающего воздействия, возникающего в процессе работы системы.

Пусть режим работы, характеризуемый пересечением характеристики компрессора 1 с характеристикой внешней сети р_с находится в точке А (рис.46). Положим, произошел скачек увеличения напряжения приводного электродвигателя, при котором частота вращения его вала увеличилась. Характеристика компрессора изменила положение и теперь она показана на рис.46, как 2. Режим работы системы переместится от точки А ₁ к точке А ₂, при котором расход составит Q +Δ Q. После снятия возмущающего воздействия (напряжение сети восстановилось на прежнем уровне) характеристика компрессора вернулась в первоначальное положение 1. При этом оказалось, что для реализации расхода Q +Δ Q в сети необходимо сообщить удельную работу р ₂, тогда как развиваемая удельная работа (давление), передаваемая от компрессора потоку, меньше и равна р ₁. Поток газа в сети, вследствие недостатка удельной работы сообщаемой потоку, начинает тормозиться. Система возвращается в исходное положение в точку А ₁. Система устойчива.

Теперь, положим, произошло снижение напряжения, питающего электродвигатель, и частота вращения вала компрессора уменьшилась. Характеристика компрессора в этом случае приняла положение 3. Новый режим работы представлен точкой А ₃. После восстановления уровня напряжения частота вращения вала компрессора также восстанавливается и его характеристика возвращается в положение 1.

Для реализации расхода Q -Δ Q необходимо, чтобы компрессор развивал давление р ₃, но на характеристике 1 он развивает давление р ₁. Поскольку р ₁> р ₃, то поток газа ускоряется и следующий установившийся режим работы системы наступит в точке А ₁. Система устойчива.

Таким образом, можно сделать вывод о том, что при работе компрессора на монотонно падающем участке характеристики система обладает статической устойчивостью. Условием устойчивости является . При проектировании установок эта часть характеристик является рабочей.

Однако характеристика компрессорной сети в процессе работы может менять свое положение в зависимости от количества потребляемого газа. При малых расходах может оказаться, что режим работы установки приходится на восходящий участок характеристики, например в точке В (рис.47). Рассмотрим этот случай.

Возникновение возмущающего воздействия вызывает отклонение расхода компрессора ± Δ Q. При увеличении расхода до Q +Δ Q давление (удельная работа) необходимое для его реализации в сети будет р _с2. Давление, развиваемое компрессором при этом расходе составляет р ₂> р _с2. Поскольку удельная работа, передаваемая потоку газа больше, чем удельная энергия достаточная для реализации расхода Q +Δ Q, поток начинает разгоняться и расход системы увеличивается до следующего статически устойчивого положения – точки А.

Возврата после устранения возмущающего воздействия не последовало. Система статически неустойчива.

При снижении расхода до Q -Δ Q, наступающего после появления возмущения, оказывается, что удельная работа р _с3> р ₃ и поток замедляется, расход системы падает.

Следующий устойчивый режим работы будет в точке С, находящейся на ниспадающем участке характеристики компрессора. Система также статически неустойчива.

Таким образом, на восходящем участке характеристики система неустойчива. Эта часть характеристики является нерабочей.

Во внешних сетях компрессорных установок содержится большое количество газа, обладающее значительной инерционностью, а свойство газа сжиматься, в отличие от практически несжимаемых жидкостей, приводит к появлению автоколебательных процессов во всей системе. Рассмотрим этот процесс.

Устойчивая работа в точке В (рис.47.) невозможна, положим, новое устойчивое положение режима работы точка А.

В этой точке расход компрессора оказался больше чем необходимый расход в сети, соответствующий точке В. При большой емкости сети поступающее от компрессора лишнее количество газа приводит к дальнейшему повышению давления в сети. Это повышение давления (рис.48) продолжается до точки максимального (критического) значения для данного компрессора – точки К, а в системе точки К ′. Но даже в этом случае расход компрессора больше, чем это необходимо для данной сети, поэтому давление в сети продолжает расти. Создается ситуация, когда разность давлений, приложенная к колесам компрессора со стороны внешней сети, превышает давление, развиваемое самим компрессором. Происходит переход от точки К к точке D, принадлежащей характеристике компрессора. При этом происходит резкое снижение подачи газа в сеть (рис.48а). Отрицательное значение Q (рис.48б) говорит о перетекании потока газа через компрессор в обратном направлении – отрицательной подаче.

Но расход компрессора в точке D меньше требуемого сетью. Давление, в соответствии с характеристикой компрессора, от точки D начинает падать до точки F, а расход увеличивается. Давление в системе составит F ′. Расход, соответствующий точке F оказываетсянедостаточным и следует дальнейшее снижение давления. Происходит мгновенный переход режима от точки F в точку Е. Затем автоколебательный цикл повторяется.

Резкие перепады давлений и расходов (часто и по знаку) сопровождаются ударами и вибрацией, которые могут привести к разрушению компрессора. Интенсивность и частота ударов определяется емкостью сети, критическим давлением, плотностью газа и другими факторами.

Такое опасное явление носит название помпаж компрессоров.

Помпажная зона является нерабочей частью характеристики и снижается при уменьшении частоты вращения вала. На характеристиках всех турбомашин, обладающих помпажной зоной, в справочной литературе указывается только рабочая часть (рис.49а).

12.2. Антипомпажное регулирование

В первой части освещены вопросы регулирования производительности компрессорных установок. Здесь остается остановиться на защите установки от помпажных явлений.

Принцип антипомпажного регулирования заключается в отводе излишней части газа со стороны нагнетания на сторону всасывания.

Принципиальная схема антипомпажного регулирования приведена на рис.49б.

Через компрессор 1 проходит расход, который должен быть больше расхода, соответствующего точке К (рис.48) или другого статически устойчивого настроечного режима системы.

При достижении максимально допустимого расхода Q _к, фиксируемого с помощью датчика 2 и максимально допустимого настроечного давления р ₂/ р ₁, фиксируемого датчиком 3, срабатывает регулятор 4. Сигнал от регулятора 4 поступает на привод 5 задвижки, которая открывается, реализуя перепускание части газа Δ Q = Q _к- Q _сети по обводному трубопроводу 6. В этом канале должен быть установлен теплообменник для охлаждения поступающего на вход возвратного газа.

13. ЭФФЕКТИВНОСТЬ РАБОТЫ ЛОПАСТНЫХ

КОМПРЕССОРОВ

Оценка эффективности работы турбокомпрессоров, в отличие от объемных, не может быть получена как соотношение полезной работы и затраченной в компрессорном процессе.

Удельная энергия в Дж/кг, приобретаемая газом при реализации компрессорного процесса, определяется, как

(142)

где q – потеря тепла в окружающую среду.

Полезная работа, при с₁ = с₂, составит , тогда энергетический КПД

(143)

При изотермическом процессе Т ₁= Т ₂ и η=0, т.е. оценить эффективность работы компрессорного процесса изменением энтальпии нельзя.

В этом случае используются показатели относительных термодинамических КПД, которые определяются, как отношение эталонных мощностей к действительным при данных показателях политроп.

В компрессорных установках с интенсивным охлаждением, для которых показатель политропы изменяется в пределах 1≤ п ≤ к, используют относительный изотермический КПД. При п =1 (изотермический процесс) затраченная работа цикла была бы минимальной. Именно она принимается за эталонную, а относительный изотермический КПД определяется, как η_из=L_из/ L_полн, или (144)

Обычно значение относительного изотермического КПД для поршневых компрессоров 0,8-0,92.

При отсутствии охлаждения между ступенями и в процессе сжатия многоступенчатых компрессоров термодинамический процесс происходит сложнее, поскольку образование теплоты происходит не только при сжатии, но и вследствие внутреннего газового трения и вихреобразования в потоке. Проявление этих факторов в лопастных машинах существенно.

Поэтому энтропийная диаграмма компрессорного процесса приобретает вид (рис.50). На диаграмме 1-2 процесс сжатия; 2-3 процесс изобарного охлаждения сжатого газа уходящего в охладитель и во внешнюю сеть. Площадь 1-2-6-5 под политропой сжатия представляет тепло, образующееся в процессе газового трения и вихреобразования. Площадь 1-2-2′ представляет затраты работы на избыточное сжатие разогретого газа и его проталкивание.

В этом случае минимальная работа в цикле была бы при адиабатическом (изоэнтропном) процессе, который принимается за эталонный. Поэтому, в данном случае, используется относительный изоэнтропный КПД η_ад= L_ад/L_политр, или

(145)

Относительный изоэнтропный КПД лопастных компрессоров находится в пределах 0,75-0,85.

14. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Рабочая ступень центробежного колеса показана на рис.51. Здесь 1 – рабочее колесо, в котором поток газа разгоняется до высокого значения (до 250 м/с); 2 – кольцевой отвод (диффузор), в котором скорость потока снижается и часть скоростной энергии преобразуется в давление; 3 – обратный направляющий аппарат, служащий для подвода потока в следующую ступень с определенными кинематическими параметрами; 4 - разделяющая диафрагма.

Частота вращения рабочих колес центробежных компрессоров выше, чем у других типов компрессоров и обычно лежит в диапазоне 15000-100000 об/мин, поэтому в них используются подшипники скольжения.

Разность давлений по разные стороны рабочего колеса обусловливает осевую силу, передаваемую на вал и направленную в сторону низкого давления.

Компенсация осевой силы в компрессорах реализуется установкой разгрузочного барабана, принцип действия которого полностью аналогичен работе разгрузочного диска в насосах. Разница в том, что в компрессорах, при регулировании режимов, полная компенсация осевой силы возможна лишь в одном из них. При других режимах возникает некомпенсированная осевая сила, для восприятия которой устанавливаются упорные подшипники.

Утечки через неплотности снижают объемный КПД компрессора, поэтому, с целью снижения утечек, в разгрузочном барабане устанавливают лабиринтные уплотнения. Уменьшение утечек также достигается снижением компенсации осевой силы до 75% от максимального значения, что позволяет также уменьшить диаметр разгрузочного барабана, а протекающий газ возвращается через трубки на вход компрессора.

На входе в рабочее колесо удельная энергия газа , а на выходе . Рабочее колесо передало потоку энергию L = u ₂ c_{u 2} – u ₁ c_{u 1}.

При преобразовании энергии в колесе имеются потери q. связанные с передачей тепла во внешнюю среду.

Баланс энергии

Откуда конечная температура, при реальном политропном процессе сжатия и учете потерь изоэнтропным КПД, получим

. (146)

При политропном сжатии , (147)

где показатель политропы п принимают равным 1,5.

Рассматривая совместно (146) и (147) можно получить

. (148)

Уравнением (148) можно пользоваться при предварительных расчетах повышения давления в рабочем колесе.

Баланс энергии при движении потока в диффузоре

. или

Мощность привода компрессора определяется

(149)

где Q – секундная производительность компрессорам м³/с;

L _к – удельная внутренняя работа ступени Дж/м³;

η_мех – механический КПД, обычно 0,96-0,98.

15. ОСЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Осевые компрессоры также выполняются многоступенчатыми. Схема такого компрессора приведена на рис.52.

У современных осевых компрессоров степень сжатия на ступень р₂/р₁ =1,1-1,3. Ступень компрессора также можно рассматривать, как решетку лопастей (рис.38). В относительном движении энергия потоку не передается, а происходит преобразование скоростной энергии потока в потенциальную энергию давления.

В процессе относительного движения происходит изменение кинетической энергии от ρw₁²/2 до от ρw₂²/2. Одновременно происходит изменение давления, а значит и плотности газа. Тогда уравнение удельной энергии в Дж/кг на участке от входа на лопасть 1 до выхода 2 можно записать

(150)

где Δ l – часть энергии переходящая в тепло.

Изменение потенциальной энергии можно вычислить, если известно соотношение между р и ρ, т.е. когда известен термодинамический процесс. В компрессорах этот процесс политропный.

Энергия, сообщаемая потоку,

L = u (c_{u 2} – c_{u 1}) = u ·Δ c_u, (151)

Но, из плана скоростей (рис.6) c_{u 1}= и - c_{а 1}ctgβ₁ и c_{u 2}= и - c_{а 2}ctgβ₂, тогда, поскольку c_{а 1}= c_{а 2}= c_а, уравнение (41) выразится, как

L = uc_а (ctgβ₁- ctgβ₂).

Пренебрегая потерями в рабочем колесе, энергия, подводимая к газу в колесе, повышает его полную энергию и определяется разностью энтальпий i _{2 –} i ₁,

Уравнение затраченной энергии потока в ступени, состоящей из рабочего колеса (границы 1-2) и направляющего аппарата (границы 2-3),

, или

, из которой полезная часть составляет

. В этом случае можно оценить аэродинамическое совершенство ступени, как

(152)

Этот внутренний изоэнтропный КПД составляет 0,85-0,95.

При политропном процессе сжатия работа цикла определяется

(Дж/кг).(153)

В зависимости от необходимости получения составляющих полной удельной работы компрессора используются различные конструкции ступеней, определяемые степенью реактивности рабочего колеса ρ_к.

Рассмотрим ступень компрессора при ρ_к =0,5 (рис.53.).

По выражению (140)

, откуда с_{и 1}+ с_{и 2} = и.

Тогда с_{и 1} = и - с_{и 2} и с_{и 2} = и - с_{и 1}.

Преобразование относительной скорости происходит при движении по лопасти колеса.

Из плана скоростей w ₁²= с_{и 2}²+c_a² и w ₂²= с_{и 1}²+c_a²

или w ₁²- w ₂² = с_{и 2}²- с_{и 1}²

Приращение давления от изменения относительной скорости (122) в Дж/кг составит

. (154)

Из формулы (154) и плана скоростей видно, что решетка лопастей увеличивает закручивание потока с_{и 2} > с_{и 1}, относительная скорость на входе выше, чем на выходе из колеса w ₁ > w ₂. Таким образом, в межлопастном канале рабочего колеса наблюдается диффузорный эффект, при котором кинетическая энергия движения газа преобразуется в потенциальную энергию давления.

Также из плана скоростей видно, что подкрутка потока направлена в сторону вращения колеса и абсолютная скорость с ₂ возрастает.

Степень реактивности ρ_к =0,5 обеспечивает формы межлопастных каналов, при которых потери малы.

Равенство с₁ и с₃, а также их проекций с_{и 3} = с_{и 1}, говорит о том, что профили РК и НА одинаковы.

Схемы компрессорных ступеней с ρ_к =0,5 широко используются в стационарных компрессорах при высоких периферийных скоростях рабочего колеса и = 250 м/с.

Ступени компрессоров с ρ_к <0,5 не используются, поскольку из-за невысокого давления увеличивается скорость потока на выходе из колеса, которая может достичь скорости звука и привести к опасности сверхзвуковой скорости в направляющем аппарате.

В ступени с ρ_к =1 все преобразование происходит на рабочем колесе, а направляющий аппарат служит только для направления потока, не изменяясь по величине. План скоростей приведен на рис.54.

Из выражения (140) при ρ_к =1 с_{и 1} = - с_{и 2}. Из плана скоростей w ₁² = с_а ² +(и + с_{и 1})² и w ₂² = с_а ² +(и - с_{и 2})². Уже из этих последних выражений видно, что w ₁ > w ₂. Увеличение энергии (сжатие) в колесе ступени без учета потерь

Здесь закрутка потока направлена в сторону противоположную направлению вращения рабочего колеса.

Такие ступени используются при относительно низких периферийных скоростях и = 160-220 м/с.

В ступени с радиальным входом потока на колесо проекция вектора абсолютной скорости на фронтальное направление

с_{и 1} =с_и3 =0 (рис.54).

В выпускаемых промышленностью компрессорах в рабочих колесах принято соотношение

Степень реактивности рабочего колеса такой ступени

.

Преобразование скоростной составляющей в статическую

Из плана скоростей видно, что w ₁ > w ₂ имеет место диффузорный эффект.

Направляющий аппарат ступени также является диффузором, поскольку вектор абсолютной скорости с₂ уменьшается до значения с₁= с_а, и повышение давления.

Такие ступени часто используются в стационарных осевых компрессорах.

16. ГАЗОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ

Газотурбинные установки нашли весьма широкое применение в промышленности. Это тяговые установки судов, самолетов, мощные приводы магистральных газоперекачивающих компрессоров и т.д.

16.1. Турбина

Турбина представляет собой роторный лопастной двигатель, в котором полная энергия газа сначала преобразуется в кинетическую энергию газа, вытекающего с большой скоростью из сопел, а затем, в лопастях ротора, в механическую энергию на валу ротора.

На рис.56. схематически показан канал протекания газа в ступени турбины. Сопло представляет собой сужающийся канал, в котором скорость течения увеличивается.

Сопло расположено под углом α₁ к фронту решетки лопастей рабочего колеса АВ. Из него поток газа вытекает с абсолютной скоростью с ₁. окружная скорость проходящих лопастей и. Относительная скорость w ₁, представляющая геометрическую разность абсолютной и окружной скоростей направлена к фронту решетки при безударном входе под углом β₁.

16.2. Активная турбина

В активных турбинах канал между лопастями имеет постоянное сечение по длине лопасти. В случае идеального рабочего колеса расширения газа не будет, поэтому относительные скорости на входе и выходе из колеса окажутся одинаковыми w ₁= w ₂. (в действительности, из-за трения потока о лопасти, скорость потока на выходе w ₂ несколько ниже, чем на входе. Это обстоятельство учитывается коэффициентом скорости ψ, т.е. w ₂= ψ w ₁, где ψ=0,8-0,9.

Направления относительной скорости w ₂ и окружной и известны и позволяют построить план скоростей на выходе из колеса. Величина абсолютной скорости с ₂ определяется углом α₂, а вектор относительной скорости – под углом β₂. Обычно β₁=β₂.

Путем совмещения планов скоростей (рис.26.) получим, что наибольшая работа, получаемая с турбины Дж/кг будет при угле α₂ =π/2, а вектор скорости с₂ окажется наименьшим (рис.57б). Из прямоугольного треугольника видно, что 2 u =c₁cosα₁ или

Дата добавления: 2015-06-27