Коэффициенты расхода и напора

Коэффициенты расхода и напора являются важными характеристиками компрессорной ступени, определяющими её КПД и напор.

Под коэффициентом расхода φ понимается отношение осевой скорости входа потока в рабочую решетку с_а к окружной скорости рабочих лопаток u

φ=С_а/и (2.16)

Коэффициентом напора ψ называется отношение действительного (полезного) или теоретического напора к динамическому напору рабочих лопаток (и²/2). В первом случае коэффициент напора называется действительным, во втором – теоретическим

, (2.17)

. (2.18)

При определении коэффициентов расхода и напора для всей компрессорной ступени принимается окружная скорость у периферии лопаток и_п.

Расчеты и исследования показывают, что от коэффициента расхода зависит изоэнтропийный КПД компрессорной ступени. В этом плане коэффициент расхода играет такую же роль для компрессорной ступени, как скоростная характеристика v₁=u/с₁ для турбинной. Для компрессорных ступеней существуют оптимальные значения коэффициента расхода φ_opt, при которых изоэнтропийный КПД имеет наибольшее значение. Оптимальному значению коэффициента расхода соответствует вход потока на рабочие и направляющие лопатки с нулевым или близким к нему углом атаки.

Коэффициент напора влияет на степень повышения давления компрессорной ступени. При неизменной окружной скорости степень повышения давления будет выше в той ступени, в которой коэффициент напора больше. Коэффициенты φ, ψ_Т и ψ зависят от степени реактивности r и углов β₁, β₂, α₁ и α₂ или их производных, то есть зависят от геометрических характеристик ступени и режима её эксплуатации.

При проектировании компрессоров углы лопаток рабочего колеса β_1л и β_2л, а также угол поворота потока в решетке профилей Θ и угол атаки i выбирают таким образом, чтобы обеспечить в ступенях максимально возможные напор и КПД. На практике, повышение напора компрессорной ступени приводит к снижению её КПД.

Для повышения напора требуется увеличить угол поворота потока Θ в рабочем колесе, а угол входа относительной скорости в рабочую решетку уменьшить. И в этом и в другом случае диффузорность канала возрастает, и повышаются потери энергии в решетках.

Исследования компрессорных решеток показывают, что в диффузорном канале при наличии положительных градиентов давлений в потоке, характерных для компрессорной ступени, предельное значение угла Θ_max не превышает 30÷35⁰. При Θ>Θ_max в канале возникают срывные явления, вызывающие резкое увеличение потерь энергии. Малые углы β₁ также способствуют росту потерь в решетках и делают её чувствительной к влиянию углов натекания потока. В связи с этим угол входа потока в рабочую решетку на номинальном режиме принимают более 20÷25⁰ .

В осевых компрессорах со степенью реактивности ρ=0,5 угол поворота потока составляет Θ=20÷25⁰, лопаточный угол входа β_1л=37÷42⁰, при степени реактивности ρ=1,0 β_1л=22÷27⁰, при этом максимальный угол атаки i=β_1л-β₁ допускается ± 5⁰ . Угол выхода потока из направляющей решетки на номинальном режиме составляет α₃=63÷66⁰. Меньшие значения углов β₁ для ступени со степенью реактивности ρ=1,0 объясняется закруткой потока перед рабочим колесом в сторону, противоположную вращению рабочих лопаток.

Для достижения высокого КПД в судовых компрессорах используют дозвуковые режимы течения газа. Число Маха на входе в рабочую и направляющую решетки ограничивается значениями 0,65÷0,85, чтобы избежать местных скачков уплотнений.

Наибольшее значение изоэнтропийного КПД в ступенях со степенью реактивности ρ=0,5 и ρ=1,0 примерно одинаково и составляет η₀=0,93÷0,94.