Что такое напор работа сжатия ступени ок

Анализ рабочего процесса ступени ОК

Рабочими элементами ОК являются чередующиеся между собой в осевом направлении ряды подвижных (рабочих) и неподвижных (направляющих) лопаток. Каждый ряд рабочих лопаток вместе с несущим их элементом ротора (диском или частью барабана) называется рабочим колесом (РК), Каждый ряд неподвижных лопаток называется направляющим аппаратом (НА). Рабочее колесо вместе с установленным за ним направляющим аппаратом образуют ступень ОК.

На рис.15 показана схема ступени ОК, а на рис. 16 – решетки профилей лопаток РК и НА, которые получаются, если рассечь ступень цилиндрической поверхностью с радиусом rи развернуть полученное сечение на плоскость. Форма профилей лопаток РК и НА выбирается такой, что они образуют расширяющиеся межлопаточные каналы.

Рис. 15. Схема ступени осевого компрессора

Рис. 16. Решетки профилей лопаток РК и НА

Скорость воздуха относительно корпуса ОК называют абсолютной и обозначают вектором С. Ее направление на входе в ступень С₁ определяется направляющим аппаратом предыдущей ступени. Обычно эта скорость отклонена от осевого направления в сторону вращения РК. Лопатки РК перемещаются с окружной скоростью U, которая для воздуха является переносной скоростью. Скорость воздуха относительно лопаток РК W1 определяется как разность абсолютной и переносной скоростей: W₁ = C₁ – U₁. Совокупность векторов С₁, W₁ и U образует треугольник скоростей на входе в РК.

В действительном процессе сжатия воздуха определенная работа затрачивается на преодоление сил трения. Эта работа, преобразуясь в тепло, вызывает дополнительный подогрев воздуха. Дополнительные затраты работы на сжатие воздуха из-за подвода к нему тепла трения обозначают ∆L_тр и называют тепловым сопротивлением.

Таким образом, работа, затрачиваемая на вращение РК ступени, расходуется на сжатие воздуха и преодоление сил трения. Уравнение Бернулли применительно к ступени ОК может быть записано в виде:

Для оценки эффективности процесса сжатия в ступени работу L_стсравнивают с величиной L*_ад.ст. Отношение

называют адиабатным КПД ступени. В выполненных конструкциях ОК ξ*_ад.ст = 0,83-0,87.

Организация стока поверхностных вод: Наибольшее количество влаги на земном шаре испаряется с поверхности морей и океанов (88‰).

Механическое удерживание земляных масс: Механическое удерживание земляных масс на склоне обеспечивают контрфорсными сооружениями различных конструкций.

Поперечные профили набережных и береговой полосы: На городских территориях берегоукрепление проектируют с учетом технических и экономических требований, но особое значение придают эстетическим.

Источник

Ступенчатое сжатие в турбокомпрессорах (ТК)

В компрессорах лопастных (центробежных и осевых) из-за ограничения окружных скоростей лопаток (по соображениям прочности) степень повышения давления в одной ступени невелика (e_ст=1,3-1,5). Это ведет к увеличению числа ступеней сжатия для достижения заданного давления. С одной стороны, это усложняет конструкцию, с другой стороны, появляется возможность размещения большего числа промежуточных охладителей воздуха. Процесс сжатия при этом приближается к изотермическому и, как следствие, уменьшается мощность привода.

На практике ступени разбивают на группы (секции) и охладители ставят между секциями. В пределах секции ступени не охлаждают, поэтому удельная работа сжатия в секции вычисляется по уравнению изоэнтропного (адиабатного) сжатия (6.2) с использованием изоэнтропного (адиабатного) КПД.

Здесь, как и в поршневых компрессорах, степени повышения давления в секциях e_с обычно принимают одинаковыми, т.е. без учета гидравлических потерь в промежуточных охладителях:

, (6.15)

где z – число секций.

С учетом гидравлических потерь

. (6.16)

Удельная работа сжатия в компрессоре определяется как сумма удельных работ в секциях:

, (6.17)

. (6.18)

Здесь T_вс – температура воздуха на входе в соответствующую секцию, К, значение которой зависит от температуры охлаждающей воды и эффективности работы воздухоохладителя.

Работа лопаточных машин

6.3.1. Основное уравнение турбомашин (уравнение Эйлера) и его анализ

Теоретическая работа, сообщенная 1 кг газа (напор), Дж/кг, при изоэнтропном (адиабатном) сжатии его от давления Р₁ до давления Р₂ может быть вычислена по известному из термодинамики соотношению (6.2):

= .

Эта же работа может быть найдена из уравнения Эйлера:

, (6.19)

где u₂ и u₁ – окружные скорости концов рабочих лопаток, м/с; с_2u и c_1u – окружные составляющие абсолютных скоростей потока на выходе и входе рабочего колеса (см. рис. 6.2).

Рис. 6.2. Треугольники скоростей газового потока на входе и выходе рабочего колеса центробежного компрессора (ЦБК)

Используя соотношения для треугольников скоростей, преобразуем уравнение Эйлера. В соответствии с теоремой косинусов из выходного треугольника можно записать:

, где ,

. (6.20)

Аналогично из входного треугольника:

. (6.21)

Подставив эти выражения в уравнение Эйлера (6.19) получим:

. (6.22)

Это преобразованное уравнение Эйлера, удобное для анализа. Здесь два последних члена выражают часть работы ТК, затраченной на прирост давления газа в рабочем колесе. Это статический напор колеса. Первый член – это динамический напор колеса, который может быть преобразован в статический напор в диффузоре ТК.

Из уравнения (6.19) видно, что максимальный напор, а следовательно, максимальное давление, развиваемое ступенью ТК, будут при , т.е. при a₁=90° (вход потока в колесо без предварительной закрутки): . Иначе

, (6.23)

где – коэффициент закрутки потока, который является характеристикой геометрии рабочего колеса. Отсюда важный вывод:

· при постоянном значении j (для одного и того же колеса), напор (удельная работа сжатия) развиваемый компрессором пропорционален квадрату частоты вращения колеса.

Максимальная окружная скорость u₂ лимитируется условиями прочности. В стационарном компрессоростроении при загнутых рабочих лопатках для применяемых материалов обычно принимают u₂@250 м/с. В таких ступенях ЦБК степени повышения давления составляют e_ст=1,3-1,5.

На практике в ЦБК могут быть использованы рабочие колеса с лопатками следующих форм (см. рис. 6.3):

Рис. 6.3. Схемы рабочих колес ЦБК: а – лопатки загнуты назад; б – лопатки радиальные; в – лопатки загнуты вперед

В соответствии с (6.23), если все три колеса одного диаметра, то при неизменной частоте вращения (u₂=const) и одинаковых условиях входа потока наименьший напор будет в колесе а) и наибольший – в колесе в).

Преобразование кинетической энергии потока в потенциальную происходит в диффузоре и обратном направляющем аппарате. Оно сопровождается значительными газодинамическими потерями. Эти потери растут с увеличением скорости c₂ (в соответствии с законом Дарси). Отсюда области применения центробежных компрессоров с разными типами колес:

1) в стационарных крупных компрессорах, для которых экономичность имеет первостепенное значение, используют рабочие колеса с лопатками, загнутыми назад (b_2л=35-55°);

2) загнутые вперед лопатки применяют в тех случаях, когда необходимо получить высокий напор в одной ступени, а величина КПД играет второстепенную роль;

3) наиболее прочные – радиальные лопатки. Они позволяют получать окружную скорость до 500 м/с. Кроме того, эти лопатки обеспечивают максимальную диффузорность, т.е. наибольший член уравнения (6.22): .

Благодаря этому в одном колесе с радиальными лопатками достижимы более высокие статические давления. Такие колеса применяются тогда, когда требуются высокие давления при минимальных габаритах и массе. Обычно в транспортных конструкциях.

В осевых компрессорах (ОК) обычно u₁=u₂, т.е. в уравнении (6.22) отсутствует член , отражающий влияние центробежных сил.

Вследствие этого ступень ОК развивает значительно меньший напор, чем ступень ЦБК. Так что при равных степенях повышения давления и других равных условиях ОК имеет значительно большее число ступеней, чем ЦБК.

Источник

И связь их с параметрами ступеней

МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Основные параметры многоступенчатого компрессора

и связь их с параметрами ступеней

На рис. 1 приведена схема. Многоступенчатого осевого компрессора с указанием обозначений характерных сечений проточной части.

Рис. 1. Многоступенчатый осевой компрессор:

1 – ВНА с поворотными лопатками; 2 – лента перепуска воздуха

Здесь в – сечение на входе в компрессор;

к – сечение на выходе из компрессора;

1, 11, 111, …z – сечение на входе в первую, вторую, третью и т.д. ступени.

Сечение в располагается перед входным направляющим аппаратом (ВНА) или перед рабочим колесом первой ступени, если ВНА отсутствует; в последнем случае сечение в совпадает с сечением 1 .

Все параметры, относящиеся к произвольно взятой ступени компрессора, снабжаются индексом «i».

Рис 2. Осецентробежный компрессор

При расчёте многоступенчатого компрессора используются следующие параметры:

а) степень повышения давления

; (1)

б) работа вращения вала компрессора L_к и адиабатическая работа ;

в)расход рабочего тела через компрессор G_В;

г) частота вращения ротора n и мощность, затрачиваемая на вращение, N_k=G_в.L_k;

д) Удельная производительность

, (2)

где G_В.0 – расход рабочего телапри максимальной частоте вращения и стандартных условий на входе;

F_габ – габаритная площадь проточной части компрессора;

е) адиабатический КПД по аналогии с КПД ступени

, (3)

или (без учёта влияния переменности теплоёмкости рабочего тела)

, (4)

где — температура заторможенного потока за компрессором при адиабатическом сжатии.

Умножая числитель и знаменатель правой части формулы (4)на , получим

. (5)

Таким образом, КПД компрессора равен отношению адиабатической работы сжатия в компрессоре к работе на его вращение.

Иногда КПД компрессора определяют по термодинамическим (статическим) значениям температуры и давления

. (6)

Некоторые особенности характеристики компрессора связаны со средним значением коэффициента нагрузки его ступеней

. (7)

Рассмотрим взаимосвязь между основными параметрами компрессора и параметрами входящих в него ступеней.

Так работа вращения ротора многоступенчатого компрессора равна сумме работ вращения колёс всех ступеней:

. (8)

С другой стороны, степень повышения давления в компрессоре равна произведению степеней повышения давления отдельных его ступеней:

… . (9)

Удельная производительность многоступенчатого осевого компрессора определяется параметрами его первой ступени. Расход рабочего тела через сечение в равен

,

Причём стандартными условиями на входе в компрессор принято считать р_В * =101300 Па и Т_В * =288 К.

С другой стороны, для осевого компрессора

и ,

где — относительный диаметр втулки первой ступени.

Тогда удельная производительность осевого компрессора согласно (2) равна

. (10)

Следовательно, максимальная удельная производительность компрессора не может превышать 240 кг/с на каждый квадратный метр габаритной площади входа.

В современных компрессорах диаметр втулки в первой ступени доходит до =0.3…0.45.

Расход рабочего тела в компрессоре возрастает пропорционально осевой составляющей скорости с_1а. В дозвуковых осевых компрессорах при с_1а.=170 – 195 м/с, удельная производительность может доходить до 150 кг/(м 2 с).

В сверхзвуковых компрессорах при с_1а.=210 – 240 м/с, соответственно удельная производительность может достигать 170 – 190 кг/(м₂с).

Поскольку при этом плотность тока на входе в колесо уже превышает 90% от максимально возможного значения, дальнейшее увеличение с_1а.даже в сверхзвуковых ступенях нецелесообразно.

Наиболее сложной является связь между КПД компрессора и его ступеней. На рис. 4 изображён процесс сжатия рабочего тела в трёхступенчатом компрессоре в pv-координатах.

Точки 1, 11,111 изображают состояние рабочего тела на входе в первую, вторую и третью ступени.

Линия 1 – К_ад изображает процесс адиабатического сжатия рабочего тела во всём компрессоре.

Этот результат представляет собой эффект теплового сопротивления в многоступенчатом компрессоре и связан с тем, что температура рабочего тела на входе в каждую последующую ступень оказывается выше, чем она была бы при отсутствия потерь. А это приводит к увеличению потребной работы сжатия рабочего тела в каждой последующей ступени.

Связь между КПД компрессора и КПД входящих в него ступеней можно установить, если известны значения адиабатическое работы сжатия в каждой ступени. Используя КПД компрессора (5), равенство (8) можно переписать в виде

, (11)

. (12)

В случае равенства КПД всех ступеней из формулы (12) следует

. (13)

При некоторых допущениях связь между адиабатическим КПД компрессора и КПД его ступеней может быть установлена в более удобном для анализа и расчётов виде.

Предположим, что компрессор состоит из бесконечно большого числа ступеней с бесконечно малым повышением давления в каждом из них.

Выделим в таком компрессоре сечениями x и y произвольную ступень (рис.5).

Если бы процесс сжатия рабочего тела в этой ступени был адиабатическим, то повышение температуры в ней было бы равно

.

Разложив выражение в ряд по степеням dp/p и ограничиваясь в соответствии с принятым допущением только двумя первыми членами этого разложения, получим

.

Тогда адиабатический КПД ступени будет равен

.

Из полученного выражения следует, что изменения температуры и давления рабочего тела в ступени связаны уравнением

.

Из полученного выражения следует, что изменения температуры и давления рабочего тела в ступени связаны уравнением

.

Если принять далее, что КПД всех ступеней одинаков

,

то это уравнение после интегрирования даёт следующую связь между давлением и температурой в любом сечении компрессора:

.

Сравнивая полученные выражения с уравнением политропы

,

Приходим к выводу о том, что в рассматриваемых условиях процесс сжатия рабочего тела в компрессоре является политропическим процессом с постоянным показателем политропы, связанным с КПД ступени равенством

(14)

Запишем выражение (6) в виде

.

. (15)

Как видно из этих данных, снижение КПД компрессора по сравнению с КПД ступени оказывается тем более существенным, чем выше π_к и тем ниже КПД ступени.

Дата добавления: 2016-04-02 ; просмотров: 1049 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Источник