Газодинамические характеристики и параметры нагнетателя

Т а б л и ц а 1

Основные термодинамические зависимости для нагнетателей

В основу данного анализа положены известные аналитические зависимости, содержащиеся, в работах В.Ф.Риса.

Мощность на валу нагнетателя определяется по формуле:

где: Н_затр — затраченная на 1 кг газа работа, кгс.м/кг;
      G — массовый расход через нагнетатель, кг/с.

,                                                         

где:         R – газовая постоянная,

                vвс – объемная производительность по условиям всасывания, м3/мин;

                Твс – температура всасывания, оК.

Поскольку в ГПА объемная производительность (vвс) определяется мощностью привода, исходя из его полной загрузки, величину N отнесем к аргументам. Преобразовав выше изложенные формулы , получим:

,                                                   

                               к=1,31 – показатель изоэнтропы.

Благодаря достаточно близким составам и свойствам газа в различных трубопроводах считаем, что к=idem.

 - число политропы.

т.е. объемная производительность по условиям всасывания при одинаковых pк и Рк зависит только от мощности привода и прямо пропорциональна ей.

,                    

где          U2 – окружная скорость колеса, м/с;

                               Кст – число ступеней нагнетателя;

                               Y - коэффициент напора ступени.

,                                                         

где R=51,58 кгс/кг.град – газовая постоянная.

Благодаря достаточно близким составам и свойствам газа в различных трубопроводах считаем, что и R=idem.

hпол=0,84 – политропный КПД, принимаем эту величину как оптимальную для линейных нагнетателей.

Таким образом, (2.8) запишется:

,                                                                     

т.е. для постоянных величин отношения давлений pк и постоянных значений числа ступеней Кст нагнетателя получим зависимости

Поскольку для нагнетателей ГПА величина U2»const и не превышает 220 м/с, то для каждого значения pк можно определить вполне конкретные сочетания íY, Кстý.

По ней для каждого ряда нагнетателей с N=const , отличающихся отношением давлений (pк) и конечным давление (Рк), при определенных частотах вращения ротора определяется диапазон по диаметрам колес (D2), при котором выдерживаются оптимальные значения коэффициентов расхода и политропного КПД ступеней в диапазоне Ф0 – (0,06-0,10) и hпол – (0,84-0,85). Из этого диапазона можно выбрать конкретный диаметр D2, удовлетворяющий при этом условию U2<U2 max.

На основе газодинамических расчетов и опираясь на конструктивные базы разработанные в НИИтурбокомпрессор был разработан нагнетатель на степень сжатия 1,44 из трех ступеней.

Параметры расчетной точки соответствуют 400 м3/мин , на конечное давление 76 кг/см2 при температуре на всасывании 150 С.
 Центробежные колеса имеют лопатки пространственной формы образованные прямолинейными образующими. Еще отличительной особенностью данного нагнетателя является безлопатачный диффузор, что существенно расширяет зону работы по расходу. Корпус нагнетателя позволяет располагать ступени со всеми разновидностями линейных нагнетателей.

Для оценки работы ГПА 16 "ВОЛГА” построены на основе испытаний обобщенные характеристики нагнетателя, приведенные на рисунке 1. На этом графике представлена зависимость степени сжатия от расхода по входу в компрессор, с линиями уровня постоянного КПД, постоянных относительных оборотов  и относительной мощности N/PH.

Размерность N - в кВт , РН - в кг/см2 .

Для получения значений объемного расхода в величинах при нормальных условиях Р0 =1,033 кг/см2 ., Т0 = 293(200С)

 необходимо произвести следующее вычисления:

.

Где ZH=0,92 для входного давления РН=50 кг/см2.

На графике VH приведено в м3/мин, для получения м3/сут необходимо умножить полученную величину на 1440.

Например при РН=50 кг/см2, ТН = 283(100С), ZH=0,92 и
VH=400 м3/мин VНУ=31,375 млн н м3/сут.

Основные понятия необходимые для понятия возникновения осевого усилия, действующего на ротор центробежного компрессора.

Осевая сила, действующая на рабочее колесо, представляет из себя сумму сил, действующих на отдельные участки его поверхности
 Тр.к=Тр+Тдум-Тп-Твх-Твт.
 Здесь: Тр – сила, действующая на рабочий диск на участке от D2 до DSP;
 Тдум – сила, действующая на думмис, если он имеется в данной ступени, на участке от DSP до dsp ;

 Тп - сила, действующая на покрывной диск на участке D2 до DSП ;
 Твх -сила, действующая на входной участок колеса от DSП до dSП ;
 Твт – реакция втекания потока газа.
 Твх определяется по формуле:
 .
 Твт и Тдум определяются умножением давления на площадь.

 ТР и ТП определяются по методике разработанной в НИИтурбокомпрессор которая построена на аналитическом подходе с решением дифференциального уравнения течения газа в зазоре, хорошо изложенная в книге В.Б. Шнеппа [с корректирующими коэффициентами на основе проведенных экспериментальных данных.

 Все эти зависимости заложены в вычислительную программу расчета компрессора и проведены расчеты во всем диапазоне изменения производительности и чистоты вращения ротора. Графики этих зависимостей приведены на рисунке 2.

 По данным зависимостям видно, что диапазон изменения осевых усилий очень большой , поэтому была предложена схема разгрузки с использованием изменения давления за думмисом.

 При увеличении сопротивления в задуммисной линии давление в камере увеличивается тем самым изменяется и сила, действующая на ротор нагнетателя. Или другими словами, при закрытии регулирующих вентилей давление за думмисом увеличивается и сила становиться в сторону всасывания больше.

Изменение осевых усилий в зависимости от режимов и износа уплотнений