Определение к. п. д. ступени центробежного компрессора

Для того же, чтобы получить газодинамические характеристики вариантов ступеней центробежного компрессора, в состав которых входят различные унифицированные элементы проточной части при разных способах регулирования производительности, необходимо разработать специальные математические модели, так как трудоемкость их экспериментального определения слишком велика. Опытной проверке можно подвергать лишь лучшие варианты, а при регулировании производительности — выборочно некоторые режимы. [c.4]

Приведенные процедуры совместно с процедурами определения параметров насыщенной жидкости, давления и температуры насыщения составляют основной пакет процедур термодинамических свойств реальных газов. С их помощью реализуются процедуры определения нужных термодинамических параметров по любым двум известным. Такие процедуры непосредственно используются при решении систем уравнений термодинамических процессов в элементах проточных частей ступеней центробежных компрессоров. [c.35]

В.З. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГРАНИЦ ХАРАКТЕРИСТИК СТУПЕНИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА [c.195]

Ранее было отмечено, что процесс сжатия в ступени центробежного компрессора можно рассматривать как адиабатный. Поэтому, используя определение адиабатного к. п. д. по (9.92), мощность, затрачиваемую компрессором, можно определить по формуле [c.246]

ОПРЕДЕЛЕНИЕ К. П. Д. СТУПЕНИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА [c.465]

Мощность трения в отдельных случаях можно определить точно по уравнению (519). Ниже приведено определение среднего значения мощности трения для наглядного представления о полных потерях в нормальной ступени центробежного компрессора. [c.469]

Приведем пример определения основных размеров ступени центробежного компрессора. [c.436]

Центробежные компрессоры и газодувки. Центробежные компрессоры большой производительности имеют существенные эксплуатационные преимущества перед соответствующими поршневыми они более компактны, их монтаж и ремонт менее трудоемок, хотя требует более высокой квалификации персонала. Рассмотрим четырехступенчатый центробежный компрессор (турбокомпрессор). Каждая ступень его включает определенное число рабочих колес (дисков) одинакового размера. Перед входом в очередную ступень сжатый газ охлаждается в промежуточном холодильнике. Все рабочие колеса компрессора смонтированы на одном валу. Чтобы предотвратить обратную утечку газа, секция каждой ступени в местах сопряжения ступицы рабочего колеса снабжается лабиринтным уплотнением. Осевая сила, испытываемая ротором, воспринимается упорным подшипником и специальным разгрузочным поршнем, который под давлением жидкости, подаваемым к его торцу, уравновешивает ротор в осевом направлении. [c.269]

До настоящего времени единственно надежным способом определения к. п. д. центробежных компрессоров является использование экспериментальных данных, обобщенных на основании теории подобия. Как известно, метод моделирования дорог и не всегда пригоден в случае создания новых компрессоров. Экспериментальные работы по определению оптимальных конструктивных параметров не могут исчерпать все многообразие возможных вариантов выполнения проточной части ступеней. Поэтому дальнейший быстрый прогресс компрессоростроения немыслим без разработки аналитических методов определения к. п. д. центробежных машин. Современное состояние газодинамики не позволяет даже приближенно решить эту задачу. [c.18]

Рабочее колесо с диффузором, поворотными каналами и обратным направляющим аппаратом называется ступенью центробежной компрессорной машины. Для каждого центробежного компрессора имеется определенная зависимость между объемной производительностью, давлением нагнетания и частотой вращения вала машины. Кривая, выражающая взаимосвязь этих величин, называется газодинамической характеристикой компрессора (рис. 27). Как правило, эта кривая бывает представлена в коор- [c.36]

Из определения безразмерного числа оборотов следует, что для осевых и центробежных компрессоров устанавливаются определенные пределы чисел оборотов в зависимости от величины адиабатического напора и производительности, отнесенной к условиям всасывания. Для того чтобы машина имела достаточно высокий к. п. д., число оборотов ее должно лежать в этих пределах. Правда, увеличивая число ступеней или применяя многопоточные машины, можно понизить эксплуатационное число оборотов. Однако применение этих способов экономически ограничено. [c.81]

Выведенные выше соотношения для к. п. д. нормальной ступени в дальнейшем используются для определения основных размеров рабочего колеса центробежного компрессора. [c.477]

При одинаковых степенях сжатия число ступеней у осевого компрессора значительно больше, чем у центробежного. Осевые компрессоры как более быстроходные компактнее центробежных, с более высоким внутренним (адиабатическим) к. п. д. благодаря движению потока воздуха вдоль оси компрессора без многократных и резких поворотов. При определенной минимальной производительности, зависящей от степени сжатия, высота лопаток последних ступеней осевых компрессоров получается слишком малой, в связи с чем значительно возрастают щелевые потери и к. п. д. компрессора падает. [c.340]

В последние годы АВО находят применение и в качестве холодильников газовых потоков, компримируемых центробежными и поршневыми компрессорами. Аппараты используют для охлаждения газа между ступенями сжатия и в качестве концевых охладителей сжатого газа. Задача межступенчатых холодильников состоит в том, чтобы обеспечить температуру /вых, при которой на последующих ступенях сжатия не превышается определенная температура нагнетания. Теплообменники, устанавливаемые на всасывающих трубопроводах конденсаторов, влияют на массовую производительность компрессора последняя будет тем выше, чем ниже температура всасываемого газа. Например, при охлаждении газового потока на 10 °С массовая производительность компрессора увеличивается примерно на 3—3,5%- Кроме того, повышенная тепловая производительность холодильников, устанавливаемых на линии всасывания компрессора, создает условия для более надежной работы последующих промежуточных холодильников, так как они эксплуатируются при более низких начальных температурах. В отдельных производствах для повышения производительности компрессорного оборудования на всасывающих трубопроводах монтируют теплообменники рассольного и испарительного охлаждения. [c.151]

К. п. д. центробежных и осевых компрессоров зависит, помимо иных факторов, от чисел Рейнольдса и Маха. При небольших числах Рейнольдса, т. е. при малых скоростях потока, потери уменьшаются с увеличением числа Рейнольдса. Эта зависимость справедлива лишь до определенной предельной величины Не, выше которой величина его не влияет на эффективность сжатия. Это предельное значение числа Ре зависит и от конструктивных параметров ступени. [c.30]

Ш п и т а л ь н и к о в К. Ф. Графо-аналитические способы определения параметров воздуха в центробежной ступени компрессора. М., Машгиз, 1961, 228 стр. [c.232]

Испытания холодильных машин с двухступенчатым сжатием и каскадных отличаются от описанных выше числом измеряемых величин. Здесь дополнительно измеряют промежуточные давление и температуру, расход холодильного агента, поступающего на промежуточное всасывание и др. Типичным являются испытания центробежных холодильных машин с двумя или более ступенями сжатия (см. ниже). Здесь определяют параметры пара при промежуточном всасывании, что необходимо для построения цикла холодильной машины и расчета ее характеристик. При испытаниях двухступенчатых холодильных машин, в частности с винтовым поджимающим и поршневым дожимающим компрессорами, в объем испытаний включают определение параметров, относящихся к промежуточному сосуду. По тепловому балансу этого аппарата определяют количество пара, образовавшегося при первом дросселировании и испарившегося в сосуде при отводе теплоты от переохлаждаемой жидкости, а также расход последней, который необходим для расчета холодопроизводительности брутто двухступенчатой машины. [c.206]

Расчет ступени центробежного компрессора состоит в определении основных размеров раЗочего колеса, направляющих апаратов (диффузоров) и параметров газового ПОТОК в характерных сечениях (на выходе из рабочего колеса и направляющих аппаратов)- [c.144]

Для экспериментального определения характеристик унифицированных элементов проточной части центробежных компрессоров необходимо располагать специальным опытным стендом или. лучше стендами для исследования концевых и промежуточных модельных ступеней. Наиболее удобными, как показывает практический опыт многих предприятий, являются ступени, у которых наружный диаметр колеса находится в пределах О, = 0,25 - -0,35 м. Обычно такие диаметры являются минимальными в рядах унифицированных колес. При меньших диаметрах затруднительно вьпюлнение дренирования в характерных сечениях элементов проточной части и, если требуется, проведение специальных измерений, таких, например, как траверсирование потока. Применение больших диаметров приводит к резкому увеличению мощности, необходимой для привода ступени, и, кроме того, к увеличению массы деталей стенда, что затрудняет оперативную работу на моделях, а для герметичных стендов — уплотнение поверхностей разъема из-за их больших размеров и, следовательно, недостаточной жесткости фланцев сопрягаемых деталей. [c.124]

Рабочее колесо с диффузором, поворотными каналами и обратным направляющим аппаратом называется ступенью центробежной компрессорной машины. Для кал<дого центробежного компрессора имеется определенная зависимость между объ-елшой производительностью, давле- [c.9]

Особенно большое развитие гидравлический метод расчета получил за рубежом. О. Е. Балье [10], Б. Эккерт [9], К. Пфлейдерер [6], В. Траупель [8] и др. определяют основные потери в ступени центробежных машин как потери на трение по длине каналов, пользуясь опытными данными и соотношениями, заимствованными из трубной гидравлики. Недостаточность подобных способов определения к. п. д. центробежных компрессоров была убедительно показана В. Ф. Рисом [7]. [c.18]

Термогазодинамические расчеты центробежных компрессорных машин, заключающиеся в определении термических параметров по уравнению состояния, а калорических — по уравнениям, приведенным в гл. 1 и п. 3.2, требуют значительных затрат машинного времени. Расчеты вручную практически полностью исключаются, потому что использование даже крупномасштабных диаграмм состояния не может обеспечить требуемой точности, а интерполяция термодинамических таблиц в условиях итерационного процесса решения систем уравнений слишком трудоемка. На практике можно использовать диаграммы и таблицы при расчете параметров ступени, секции или компрессора в целом, однако провести поэлементный расчет с определением параметров потока в характерных сечениях ступени затруднительно. Несмотря на то что большинство изложенных в настоящей книге методов ориентированы на машинный счет, для предварительной оценки параметров в отдельных сечениях, в частности при проверке правильности работы моделей, уже реализованных на ЭВМ, всегда приходится прибегать к расчетам вручную. Для этого требуется возможно более простой приближенный метод, обеспечивающий достаточную для инженерных целей точность. [c.113]

Для расчета воздуходувок или компрессоров необходимо знаи. требуемую производительность или объемный расход и отношение давлений, т. е. необходимое повышение давления в компрессоре. Кроме того, должны быть известны удельный вес, температура и давление газа на входе в компрессор. Во многих случаях на конструкцию, пригодность и экономичность машин большое влияние оказывают изменяющиеся климатические и метеорологические условия, возможность использования скорости движения, конструктивное выполнение отдельных проточных элементов компрессора, величина и направление абсолютной скорости за компрессором. С этим связан вопрос конструктивного выполнения направляющих аппаратов и диффузоров, вопрос пуска и регулирования воздуходувок и компрессоров. При расчете может быть задано определенное число оборотов, однако в большинстве случаев число оборотов воздуходувок или компрессоров может быть установлено в зависимости от конструкции машины (поршневой, центробежный или осевой компрессор). От числа оборотов зависит число ступеней, размеры, вес, а следовательно стоимость компрессора. Число оборотов выбирают по результатам аэродинамических исследований (верхняя граница — критическое число М нижняя граница — критическое число Рейнольдса) с учетом прочности и вибрации. В некоторых случаях число оборотов ограничивается появлением шума. Кроме того, принимают во внимание конструкцию привода. [c.11]