Главная  Переработка нефти и газа 

Скачать эту книгу

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 [ 13 ] 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57

неподвижными частями машины уменьшают с помощью лабиринтных уплотнений (фиг. 35 и 36). Протекая через зазоры, воздух дросселируется; в последующей камере уплотнения, в результате трения и завихрения, энтальпия воздуха принимает свое начальное j

значение. Пройдя ряд лабиринтов, \ воздух уменьшает свое давление низ последнего лабиринта вытекает с небольшой разностью давлений

Фиг. 35. Лабиринтовые уплотнения (уплотнение думмиса).

где г - число лабиринтов.

Применив малые зазоры и большое число лабиринтов, можно получить весьма малыми перетекание или утечку. Применение небольших зазоров вызывает опасность соприкосновения вала с уплотнениями в случае износа подшипников, появления вибрации и т. д. Уплотнения делают заостренными и из мягкого металла. При соприкосновении с валом уплотнения легко сминаются, не вызывая перегрева вала. Уплотнения делают елочными, в виде усиков или в виде тонких

никелевых пластин. ГЩШШ Г

Утечка определяется Дп,,-,-/!,-следующей формулой:

/ 1 кг/сек

Pi Щ г

= ЗбООр/, X

РЛг.

Фиг. 36. Лабиринтовые уплотнения (елочные).

биринты (p <; 1);

площадь поперечного сечения зазора в ж средний диаметр зазора в ж, зазор в .и; с = 0,1-0,3 мж, - давление (повышенное) и удельный объем лабиринтов Б Шж" [кГ/жЧ и в мУкг\м1кГ\\

число лабиринтов; g = 9,81 м1сек - ускорение силы тяжести.

В хорошо выполненных компрессорных машинах утечка не превышает lo подачи.

Характер протекания воздуха в уплотнителях и число лабиринтов можно определить пользуясь кривой Фанно в системе координат I-S (фнг. 37). Для заданной утечки гПу и площади зазора \s существует постоянное соотношение:

I тс

где с - скорость протекания через зазор в м1сек;

V - удельный объем протекающего воздуха в м/кг.

Фиг. 37. Кривая Фанно.

Заданным значениям m и и известному для состояния перед лабиринтом удельному объему Vy, соответствует определенная скорость протекания с, обусловливаемая соответствующим тепло-перепадом:

hi = дж/кг.

После дросселирования в последующих лабиринтах увеличившиеся значения v, Vg, и т. д. вызовут повышенные скорости протека1П1я с, Сд, и соответственно увеличившиеся теплопере-пады Л2, hs, и т. д. до выходного давления Р, (или критических давления и скорости).

Внутренние потери трения являются результатом трения вращающегося диска о воздух (подобно гидравлическому тормозу).

По Стодола мощность трения определяется следующей формулой:

Np = pDl«2Q em.

где Р = (1,2н-1,6) 10 - коэффициент трения для поверхности диска и колес; Dg- внешний диаметр колеса в м; «2 - окружная скорость в м/сек; Q - средняя плотность воздуха в кг/м.

Преобразуя уравнение для N„,р (и =-, получим следующее выражение мощности трения колеса:

что указывает на особую роль величины Dg. В многоступенчатых машинах диаметр D2 последующих ступеней целесообразно уменьшать для уменьшения мощности трения N„ip, а также во избежание чрезмерного уменьшения ширины лопатки на вы-

ходе. Наивыгоднейшая БелР1чина отношения

0,06-0,1.

Относительная величина мощности трения определяется выражением

100 =

100%.

где Ло = теН - теоретическая мощность машины в вт; тек - секундная подача в кг/сек; Н = I - напор в мУсек 1м]. Величина уменьшается с увеличением производитель-

ности машины. Для малых машин величина дк возрастает до 10-15% и выше. Этим в первую очередь объясняется малая экономичность турбокомпрессоров небольшой производительности.

Применяют три формы лопаток рабо-25. Лопатки чих колес: оканчивающиеся радиально рабочих колес (фиг. 38, б), загнутые вперед (фиг. 38, а), загнутые назад (фиг. 38,е). У входа все лопатки имеют направление, обеспечивающее безударный вход, или заданный коэффициент закрутки.

Для радиального безударного входа выражение теоретического напора примет следующий вид:

Но = ис дж/кг (Яо кГм/кГ .

Из треугольника выходных скоростей видно, что

и, следовательно,

Выражение степени реактивности для безударного входа 1мет следующий вид:

и, следовательно.

2г

Если принять, как это обычно бывает, с с сг, то выражение степени реактивности получит следующий вид:

т. е. в основном зависит от

"2

/22=90° Но=и1 р=0,5 Фиг. 38. Формы лопаток рабочего колеса:

/3i<gD Hc<ul Q>D,5 в)

а - лопатки, загнутые вперед; б - лопатки, оканчивающиеся радиально; в - лопатки,

загнутые назад.

Выведенные уравнения дают возможность получить следующие важные зависимости: для лопаток, оканчивающихся радиально.

Ра = 90", Яо-

2»

2 «о

0,5;

загнутых вперед

Р2>90°, Яo>--f, с,>и, е«<0,5;

загнутых назад

Ра<90°, Яо<-, с<и„ Q„>0.5.

Таким образом степень реактивности меньше для лопаток загнутых вперед, и больше для лопаток, загнутых назад. Для лопаток, оканчивающихся радиально, 0,5.

Наибольший теоретический напор создают лопатки, загнутые вперед, наименьший - загнутые назад. Однако вследствие больших скоростей С.2, обусловливающих большие потери в направляющих аппаратах, и вследствие неблагоприятных условий обтекания лопаток потоком воздуха гидравлические потери для этих лопаток имеют наибольшую величину. Для высоконапорных машин эти потери особенно ощутимы ввиду увеличенной плотности протекающей среды и большой длины лопаток. Поэтому лопатки, загнутые вперед, применяют только для вентиляторов низкого и среднего давления. Для высоконапорных машин (компрессоры, воздуходувки, насосы) выгоднее применять лопатки, загнутые назад. Лопатки, оканчивающиеся радиально, применяются для машин упрощенного типа или для некоторых типов нагнетателей и Бысоконапорных компрессоров с литыми колесами (преимущественно для авиационных газотурбинных установок).

Применение таких колес упрощает технологию отливки и вместе с тем обеспечивает высокую прочность, необходимую для высоких скоростей {и.2 < 500 м1сек), применяемых в этих компрессорах.

После рабочего колеса воздух поступает 26. Направляющие в направляющие аппараты-диффузоры, при-аппараты меняемые для преобразования скорости Cg

в давление. Диффузоры выполняются безлопаточными и лопаточными.

Безлопаточные диффузоры представляют собой кольцевую щель, в которую поступает воздух из рабочего колеса. Диффузоры выполняются либо с параллельными стенками, либо уширяющиеся, что уменьшает радиальный размер компрессора.

Для лучшей организации потока и уменьшения размера машины применяют лопаточные диффузоры С целью выравнивания потока воздуха после рабочего колеса между колесом и лопаточным диффузором оставляют значительный радиальный зазор. Ступень компрессора с лопаточным диффузором и обратным направляющим аппаратом показаны на фиг. 31.

В последних конструкциях центробежных компрессоров Невского завода им. В. И. Ленина применяются ступени насосного типа отличающиеся высокой экономичностью. Направляющий аппарат такой ступени показан на фиг. 39. Из рабочего колеса воздух поступает в диффузорные каналы, имеющие основной участок от сечения BD до сечения СЕ в виде прямоугольных каналов. 86

Из диффузорных каналов воздух проходит по каналу Cr. - FG, гпвершая одновременно поворот в двух плоскостях, а затем по-тупает в обратные направляющие аппараты (один канал обрат-яого направляющего аппарата показан пунктиром). " В одноступенчатых маши-

fiylmniep нах или в последних ступе-

нях многоступенчатых машин применяется улитка (фиг. 40), в которой скорость снижается до необходимой.

Фиг. 39. Направляющий аппарат ступени центробежного компрессора.

Фиг. 40. Улитка ступени центробежного компрессора.

Величины, определяющие показатели ма-27. Характеристики шины, называются параметрами машины, центробежных Зависимости между параметрами на-

компрессоров зываются характеристиками.

Помпаж К параметрам компрессорных машин от-

носят:

у (fti) подачу или производительность в м/сек {кг/сек); р (Я, о) - давление (напор, степень повышения давления) в н/м (дж/кг); о - безразмерная величина; - - мощность Б вт; ц - к. п. д.

Основные характеристики в системе координат р - V (П - V или q - т) следующие; напорная р = f (V), мощности Л - = f (V) и экономичности »! = / (V).

Теоретическая напорная характеристика может быть получена из следующих соображений:

Теоретический напор для безударного входа равен

П = щси = «2 ("з - Cjctg Ра)-Из уравнения неразрывности для колеса ц. к. м. получим следующее выражение радиальной скорости: