Многоступенчатые осевые компрессоры

Осевая компрессорная ступень создает малую степень повышения давления. При начальной температуре сжимаемого воздуха Т₀=300К и предельной по числу Маха окружной скорости на выходе из колеса максимальная степень повышения давления в одной ступени составляет 1,2. В судовых ГТУ степень повышения давления π_к=4÷12, которую можно получить только в многоступенчатом компрессоре.

Рабочий процесс в si-диаграмме для многоступенчатого компрессора показан на рис.2.6. При построении диаграммы принято, что скорости входа и выхода в ступенях одинаковые, поэтому действительные и теоретические напоры ступеней, определяемые по статическим и полным параметрам равны между собой ( и ). По этой же причине с учетом равенства скоростей на входе в первую ступень и выходе из последней (с₁=с_3Z) действительный напор L_а проточной части компрессора, найденный по статическим параметрам р₁,Т₁ и р_3Z, Т_3Z будет равен напору , определяемому по полным параметрам , и , . Отмеченное относится и к теоретическому напору проточной части компрессора, который в осевом компрессоре из-за малых потерь на трение и утечки в ступенях равен внутренней работе, затрачиваемой на сжатие

(L₀= = ).

Линия Оа (рис.2.6) изображает процесс расширения воздуха во входном устройстве компрессора (входном патрубке и конфузоре). Вследствие расширения давление и температура газа понижаются с р₀ ,Т₀ во входном сечении патрубка до р₁, Т₁ перед рабочими лопатками первой ступени. Скорость газа при расширении увеличивается от с₀ до с₁. На ускорение потока во входном патрубке затрачивается работа

, (2.19)

где η_кон=0,90÷0,95 – КПД входного устройства.

Сжатие в проточной части компрессора изображается линией abcd, которая условно называется политропной сжатия. Точки a,b,c,d на политропе сжатия соответствуют статическим параметрам на входе и выходе из отдельных ступеней. По линии de происходит сжатие воздуха в выходном устройстве патрубка за счет кинетической энергии потока, выходящего из направляющих лопаток последней ступени. Давление и температура воздуха в выходном сечении выпускного патрубка повышаются вследствие сжатия в диффузоре и патрубке до р_к и Т_к, которые определяются по полезно использованной энергии в выходном устройстве

, (2.20)

где с_вых – скорость в выходном сечении выпускного патрубка;

η_диф=0,65÷0,70-КПД выходного устройства.

Теоретический и действительный напоры проточной части многоступенчатого компрессора по статическим параметрам определяют по формулам

; (2.21)

. (2.22)

При существенной разнице в скоростях с₁ и с_3Z теоретический и действительный напоры следует рассчитывать по полным параметрам.

Изоэнтропийный КПД компрессора равен отношению изоэнтропийной работы сжатия к внутренней затраченной работе

. (2.23)

Изоэнтропийную и внутреннюю работу сжатия в общем случае рассчитывают по полным параметрам

, (2.24)

. (2.25)

Для газов по своим свойствам близким к идеальному газу изобарическую теплоемкость можно определить по выражению

.

Изоэнтропийный КПД осевых компрессоров судовых газотурбинных установок составляет 0,90÷0,94.

Теоретический напор L₀ проточной части равен сумме теоретических напоров отдельных ступеней (см.рис.2.6)

. (2.26)

Действительный напор проточной части L_a меньше суммы действительных напоров ступеней L_a < Σl_a. Это связано с тем, что для реальных газов изобары в si-диаграмме расходятся в сторону больших значений энтропий.

Отношение суммы действительных напоров отдельных ступеней к действительному напору проточной части компрессора называется коэффициентом затраты энергии.

. (2.27)

По физическому смыслу он аналогичен коэффициенту возвращенной теплоты в турбине. В компрессорах судовых газотурбинных двигателей R=1,02÷1,07.

Наличие коэффициента затраты энергии объясняется тем, что процесс сжатия в ступенях протекает с потерями. Под влиянием теплоты трения, передаваемой сжимаемому воздуху, удельный объем в конце действительного процесса сжатия в ступенях становится больше объема, который был бы в тех же ступенях при условии, что процесс сжатия у них изоэнтропийный. Поэтому на сжатие в тех же пределах давлений теперь требуется дополнительная затрата энергии. В отличие от турбины, потери энергии в компрессоре сказываются более отрицательно.

В осевых компрессорах применяются различные типы проточных частей:

1. Проточная часть имеет постоянный периферийный диаметр ступеней (d_n=const ) и увеличивающийся диаметр у корня;

2. Проточная часть с постоянным диаметром у корня (d_к=const) и уменьшающийся диаметр у периферии;

3. Проточная часть с увеличивающимися диаметрами в последующих ступенях у периферии и у корня;

4. Проточная часть с уменьшающимися диаметрами в последующих ступенях у корня и у периферии.

Тип проточной части выбирается в зависимости от требований, предъявляемых к компрессору. С увеличением среднего диаметра ступени повышается окружная скорость и растет напор, что позволяет уменьшить общее число ступеней в компрессоре. Понижение среднего диаметра позволяет увеличить длину лопаток последних ступеней, что приводит к уменьшению концевых потерь энергии и повышению КПД компрессора. Сохранение неизменным корневого или периферийного диаметра проточной части повышает технологичность изготовления, что влияет на стоимость компрессора.