Потери энергии в центробежном компрессоре

Течения потока газа в каналах рабочего колеса и направляющего аппарата сопровождаются потерями энергии: от трения в пограничном слое, от срыва пограничного слоя, от вихреобразования в кромочном следе, от вторичных течений и в результате взаимодействия решеток. Кроме того, имеют место потери энергии от трения и вентиляции и от утечки рабочей среды. В виду сложности процесса течения рабочей среды, потери в центробежной ступени определяются преимущественно с помощью эмпирических зависимостей.

Потери энергии во входном патрубке зависят от конструкции, состояния его проточной части, сопротивления фильтра и определяются по формуле

, (1.47)

где - коэффициент потерь в патрубке; = 0,03÷0,06 для осесимметричных патрубков и = 0,07÷0,12 – для коленообразных.

Потери в рабочем колесе условно разделяют:

1. Потери от трения и срыва пограничного слоя во вращающемся направляющем аппарате , (1.48)

где – коэффициент потери от трения и срыва; = 0,1÷0,3, на нерасчетных режимах значение увеличивается;

2. Потери, обусловленные поворотом потока в колесе от осевого направления и радиальному , (1.49) где - коэффициент потерь от поворота; = 0,1÷0,2;

3. Потери от трения и вихреобразования при движении потока в радиальной части канала , (1.50) где -коэффициент потерь энергии в радиальной части колеса, =0,05÷0,1;

4. Потери на трение и вентиляцию задней стенки диска, а также на вихреобразование в зазорах колеса , (1.51)

где α – коэффициент трения, зависящий от относительной ширины лопаток b₂/d₂, коэффициента расхода φ=с_2r/u₂ ,величины зазоров между диском и корпусом и степени шероховатости поверхности диска. Для колес полузакрытого типа (без покрывающего диска) при относительной ширине лопаток на выходе b₂/d₂=0,04÷0,08 и φ=0,25÷0,35 α=0,03÷0,06. При малых расходах G<2 кг/с коэффициент α может достигать 0,10.

На нерасчетных режимах эксплуатации появляются дополнительные потери энергии обусловленные большими углами атаки как положительными так и отрицательными, которые можно оценить по формуле

, (1.52)

где - геометрическая разность относительных скоростей w₁ до входа и после входа в рабочее колесо. Коэффициент потерь ξ₄ в этом случае принимают 0,6÷0,7.

Общая потеря энергии в рабочем колесе на расчетном режиме

Δl_р.к=Δl_p1+Δl_p2+Δl_p3+Δl_T.B.

Относительные потери энергии оцениваются политропным КПД рабочего колеса ή_рк, который для современных компрессоров составляет 0,87÷0,92.

Потери энергии в щелевом диффузоре вызываются трением потока о стенки канала и возможными вихреобразованиями, которые приближенно можно оценить по формуле

, (1.53)

где λ – коэффициент трения, λ= 0,035÷0,04.

Политропный КПД щелевого диффузора составляет 0,65÷0,75.

Потери энергии в лопаточном диффузоре

, (1.54)

где - суммарный коэффициент потерь в лопаточном диффузоре, =0,10÷0,15. Политропный КПД лопаточного диффузора составляет 0,70÷0,80.

Потери энергии в спиральной камере и выпускном патрубке определяются по формуле

, (1.55)

где - коэффициент потерь энергии в выпускном патрубке и спиральной камере, = 0,2÷0,3. Политропный КПД для улитки и спиральной камеры составляет 0,40÷0,65.