Входное устройство компрессора

 

Входное устройство должно обеспечивать получение минимума гидравлических потерь при безотрывном течении воздуха, что достигается плавным изменением площади поперечных сечений и кривизны стенок канала. Плохая организация течения воздуха на входе неблагоприятно сказывается на процессе сжатия воздуха в рабочем колесе, поэтому входное устройство существенно влияет на КПД компрессора h _к и коэффициент напора . Это влияние растёт при высоких степенях сжатия .

В основном применяются три типа входных устройств: осевое, радиально-осевое и коленообразное. Равномерное распределение скоростей даёт осевой вход, обычно применяемый при консольном расположении колеса компрессора. Турбокомпрессоры с расположением подшипников по концам ротора имеют радиально – осевой вход в компрессор, который создаёт неравномерность поля скоростей и давлений перед колесом и, как следствие, - большие гидравлические потери. Поэтому профилирование входного устройства в таких турбокомпрессорах должно производиться с учётом изменения скоростей входа по радиусу.

Существенное влияние на работу компрессора оказывают расположения и форма ребер входных устройств. Ребра не должны располагаться близко к входным кромкам лопаток колеса. Расстояние между ними должно быть не менее (0,2÷0,3) . Здесь  – наружный диаметр рабочего колеса компрессора. Толщина ребер должна быть не более (0,03 0,05) . Удаление ребер от входных кромок уменьшает возмущение потока на входе в колесо. В результате улучшаются показатели компрессора, уменьшается шум, особенно высокочастотный, снижается вероятность поломок из-за вибрации.

Коленообразные входные патрубки применяются в том случае, когда по условию компоновки двигателя подвод воздуха необходимо произвести сбоку перпендикулярно оси ротора. Обычно потери в таких патрубках несколько больше, чем в радиально – осевых патрубках.

При применении перед входным устройством глушителя шума, воздушного фильтра и всасывающего трубопровода, давление  и температура воздуха перед компрессором понижается

, ,                               (3.1)

где  - падение давления в фильтре или глушителе шума;   - скорость воздуха на входе в компрессор.

Эффективность входного устройства определяется коэффициентом сопротивления z ₁, представляющим собой отношение потерь полного давления к кинетической энергии воздуха на входе в колесо

.                                     (3.2)

Для оценки потерь во входном устройстве пользуются также коэффициентом сохранения полного давления

.

Для выполненных конструкций турбокомпрессоров s ₁ = 0,975 0,995. Коэффициент z ₁ зависит от площадей поперечных сечений на входе во входное устройство и на входе в рабочее колесо, а также от длины и формы канала. Чем больше конфузорность и меньше кривизна стенок каналов, тем меньше потери энергии.

В турбокомпрессорах для наддува дизелей закрутка потока на входе воздуха в компрессор обычно отсутствует, т.е. a ₁ = 90° и с ₁ = с _m. Поэтому скорость воздуха перед колесом определяется из условия

,                                            (3.3)

где   - коэффициент расхода компрессора (обычно = 0,20 0,35);

u _к - окружная скорость на наружном диаметре D _к.

Термодинамический процесс изменения параметров во входном устройстве считаем политропным с трением. Показатель политропного процесса при проектировании принимают в пределах n = 1,35 1,39.

Внутренний диаметр входа в рабочее колесо принимают в пределах D _o=(0,25 0,35) D _к.

Наружный диаметр входа в рабочее колесо определяется по выражению

,                                          (3.4)

где F ₁ – площадь поперечного сечения на входе в колесо, определяемая из уравнения расхода.

Средний диаметр на входе в рабочее колесо находится по уравнению

.                                           (3.5)

 

Рабочее колесо компрессора

 

Совершенство рабочего колеса характеризуются величинами КПД h ₂ и коэффициента напора , которые зависят от коэффициента расхода . КПД колеса определяются по уравнению

.                                             (3.6)

В этом уравнении Н ₂ - адиабатная работа колеса, которая находится по выражению:

;

где L ₂ - действительная работа колеса, которую можно найти по выражению:

,

где n – показатель политропного процесса в колесе;

Z ₂ – потери энергии в колесе.

Максимальный КПД колеса с лопатками загнутыми назад составляет 0,94 0,95, для колеса с радиальными лопатками 0,90 0,93.

Величина окружной скорости колеса определяется по уравнению

,                           (3.7)

где  – адиабатная работа компрессора;

- коэффициент напора компрессора;

  α - коэффициент трения диска рабочего колеса.

Коэффициент m для полуоткрытых колёс компрессора с радиальными лопатками достаточно точно определяется по формуле

                                          (3.8)

где   z ₂ – число лопаток колеса;

  D ₁ – средний диаметр входного сечения рабочего колеса;

  D _{K –} наружный диаметр рабочего колеса компрессора.

Обычно при z ₂=12 23 и m =0,8 0,9 a = 0,04 0,08.

Угол лопатки на входе в колесо  выбирается в соответствии с направлением относительной скорости воздуха на входе w ₁и угла атаки :

= , = ,                                   (3.9)

где  и  - угол относительной скорости, и угол атаки на входе в колесо с учётом стеснения.

Угол атаки  выбирается в пределах 2 5° при = 0,25 0,30 и 4 10° при = 0,30 0,35.

Правильность выбора геометрических размеров колеса проверяется по величине площади входа

,                                     (3.10)

где ;  - относительная скорость и плотность воздуха в горловинах канала колеса. На расчётном режиме работы компрессора =0,9 1,0.

КПД компрессора и вид его характеристик существенно зависят от числа и формы лопаток колеса. Оптимальное число лопаток при осевой длине колеса = 0,25 0,35 равно 12 23. Здесь . Большее число лопаток применяется в крупных турбокомпрессорах, меньшее – в малых. Для улучшения характеристик компрессора, особенно для малых колёс, часто делают подрезку лопаток колеса на входе через одну на длине D = (0,06 0,10) D к. Технологически изготовление таких колёс более сложно.

Осевая длина колеса связана, в первую очередь, с типом турбокомпрессора и величиной . В турбокомпрессорах с подшипниками по концам ротора, с целью уменьшения расстояния между опорами, осевую длину колеса В ₂ стремятся сделать возможно меньшей. Это позволит уменьшить критическую частоту вращения ротора и несколько уменьшить габаритную длину турбокомпрессора. Обычно у таких турбокомпрессоров =0,25÷0,30. У турбокомпрессоров с консольным расположением колес ограничение осевой длины колеса определяется стремлением уменьшить его вес и увеличить критическую частоту вращения ротора. Обычно у этих турбокомпрессоров = 0,26÷0,34. Осевая длина вращающегося направляющего аппарата принимается B_BHA = 0,5(D ₁- D _BT). Зазор между лопатками колеса и стенкой корпуса компрессора влияет на его КПД. При уменьшении относительного зазора  при = const КПД компрессора растёт. Однако при  0,05 КПД компрессора падает.

При проектировании проточной части рабочего колеса стремятся обеспечить равномерные поля скоростей и давлений в меридиональной плоскости во всех сечениях канала и плавное изменение скоростей и давлений воздуха в любой элементарной струйке вдоль канала.

Профилирование колеса в цилиндрическом сечении осуществляется таким образом, чтобы, прежде всего, обеспечить плавное изменение кривизны межлопаточного канала и приемлемую величину угла его раскрытия n, определяемого по формуле

,                                    (3.11)

где  и  - поперечные размеры в начале и конце канала для данного цилиндрического сечения на диаметре D;  - длина канала.

Рекомендуется принимать n  8÷10°. Экспериментальные исследования показали, что снижения угла n положительно влияет на работу колеса. Очевидно, что наибольший угол раскрытия канала соответствует цилиндрическому сечению на диаметре D ₁, где имеется наименьший угол . Уменьшение угла n достигается применением рабочих колес с большими значениями   или путем увеличения осевой протяженности колеса.

Повысить КПД компрессора можно в результате использования рабочих колес с загнутыми назад лопатками, а также колес закрытого типа. Но при использовании колес с загнутыми назад лопатками существенно уменьшается напорность. По этой причине, а также в связи с усложнением технологии изготовления, такие колеса в турбокомпрессорах пока не нашли применения. Как показали результаты исследований, применение в компрессоре колес закрытого типа позволяет повысить КПД на 2÷4 %.

 

Диффузоры

 

В турбокомпрессорах применяются безлопаточные и лопаточные диффузоры. КПД безлопаточного диффузора не превышает 0,6÷0,8. Это объясняется потерями на трение из-за большой длины траектории движения воздуха. В выполненных конструкциях компрессоров отношение наружного диаметра безлопаточного диффузора к наружному диаметру колеса составляет 1,6÷1,8. Применение лопаточного диффузора позволяет повысить КПД и коэффициент напора компрессора за счёт увеличения степени преобразования кинетической энергии в потенциальную энергию давления на 5÷6 %. В то же время лопаточный диффузор имеет более крутые характеристики. Выбор типа диффузора определяется требованиями к величине КПД компрессора и пологости характеристики.

Повышение статистического давления в безлопаточном диффузоре зависит от разности кинетической энергии потока на входе и выходе и от потерь энергии в нем.

.                                  (3.12)

Потери трения в безлопаточном диффузоре определяются по выражению

,                                     (3.13)

где  - коэффициент трения;

  Р - периметр поперечного сечения канала;

  F - площадь поперечного сечения канала.

В безлопаточном диффузоре принимают =0,8÷1,0. Обычно для крупных турбокомпрессоров  = 0,15÷0,030, для малых = 0,025÷0,040.

Преобразование кинетической энергии воздуха в давление в лопаточном диффузоре описывается уравнением:

D ,                                  (3.14)

где Z ₄ — потери трения в лопаточном диффузоре

Обычно коэффициент потерь энергии  = 0,15÷0,35.

Степень диффузорности лопаточного диффузора определяется по выражению:

,                              (3.15)

где .

В этом выражении  - коэффициент загромождения на выходе из диффузора ( = 0,86÷0,94); -коэффициент, учитывающий отставания потока, по опытным данным = 1,05÷1,07.

В современных турбокомпрессорах = 1,7÷2,5. Ширина лопаточного диффузора на входе принимается равной =(0,9÷1,0) , на выходе принимается  или  Угол наклона стенки диффузора в меридиональной плоскости выбирается в пределах = 4÷6°.

Число лопаток диффузора  выбирается из условия получения требуемого угла раскрытия эквивалентного диффузора . Для уменьшения вероятности вибрации лопаток колеса принимают = 13, 17, 19, 23, 29, 31 и т.д., то есть выбирают простые числа. Угол раскрытия эквивалентного диффузора выбирается в пределах = 6÷8°, чему соответствует отношение диаметров 1,3÷1,4.

Углы потока на входе в лопаточный диффузор  и на выходе , а также лопаточные углы  и  определяются по выражениям

.

Величину горловин на входе в лопаточный диффузор можно определить из уравнения, где  = 1,0÷1,1:

,                             (3.16)

Спиральная камера

 

Спиральная камера служит для организации равномерного отвода воздуха от рабочего колеса. Преобразование кинетической энергии воздуха в спиральной камере определяется разностью кинетических энергий потока на входе и выходе и потерями энергии в ней:

.                           (3.17)

Скорость потока в конце спиральной части камеры принимается равной скорости потока на выходе из компрессора

                           (3.18)

Потери энергии в спиральной камере складываются:

1) из потерь на внезапное расширение потока;

2) из потерь трения на движение потока в камере;

3) из потерь энергии в выходной части спиральной камеры.

Обычно коэффициент потерь энергии в спиральной камере 0,16÷0,30.

Выходные устройства концевой ступени центробежного компрессора по конструкции могут быть разделены на два типа — спиральные камеры (улитки), характеризующиеся увеличением сечений с возрастанием угла охвата, и кольцевые камеры, имеющие постоянное сечение вдоль выходной окружности.

Простейшие спиральные камеры выполняются в меридиональном сечении симметричными относительно линии, проходящей через середину ширины  нормально к оси вращения ротора. Наиболее часто встречающиеся формы сечения: трапециевидная, прямоугольная и круговая. Сечения могут быть расположены асимметрично.

Существующие исследования течения в спиральных камерах показывают его весьма сложный характер, особенно вблизи языка улитки. При расчёте сечения спиральной камеры обычно принимают два исходных допущения:

1) поток на входе в улитку является осесимметричным;

2) влиянием вязкости можно пренебречь и принять