Центробежный компрессор

редактировать

Центробежный компрессор работает как рабочее колесо центробежный насос

Крыльчатка центробежного компрессора

Реактивный двигатель в разрезе центробежный компрессор и другие детали

Центробежные компрессоры, иногда называемые радиальными компрессорами, являются подклассом динамических осесимметричных компрессоров турбомашин.

. Они достигают повышения давления за счет добавления кинетическая энергия / скорость для непрерывного потока жидкости через ротор или рабочее колесо. Эта кинетическая энергия затем преобразуется в увеличение потенциальной энергии / статического давления путем замедления потока через диффузор. Повышение давления в крыльчатке в большинстве случаев почти равно повышению давления в диффузоре.

Содержание

1 Теория работы
2 Исторический вклад, пионеры
- 2.1 Частичная хронология
3 Сходства турбомашин
- 3.1 Сходства с осевым компрессором
- 3.2 Центробежный вентилятор
- 3.3 Центробежный насос
- 3.4 Радиальная турбина
- 3.5 Турбомашина с центробежными компрессорами
4 Компоненты простого центробежного компрессора
- 4.1 Впуск
- 4.2 Центробежное рабочее колесо
- 4.3 Диффузор
- 4.4 Коллектор
5 Приложения
6 Производительность
- 6.1 Карты производительности
  - 6.1.1 Массовый расход в единицу времени
  - 6.1.2 Объемный расход в единицу времени
  - 6.1.3 Линии постоянной скорости
  - 6.1.4 Островки постоянного КПД
  - 6.1.5 Расчетная или гарантийная точка (и)
- 6.2 Помпаж
  - 6.2.1 Линия помпажа
- 6.3 Максимальный расход линии по сравнению с дросселем
- 6.4 Другие рабочие пределы
7 Размеры анализ
- 7.1 Теорема Бакингема
- 7.2 Классическое подобие турбомашин
- 7.3 Другие безразмерные комбинации
- 7.4 Законы сродства
8 Основы аэротермодинамики
- 8.1 Conserva Масса
- 8.2 Сохранение количества движения
- 8.3 Сохранение энергии
- 8.4 Уравнение состояния
9 Плюсы и минусы
10 Компромисс в механике конструкций, производстве и проектировании
11 См. также
12 Ссылки
13 Внешние ссылки

Теория работы

В случае, когда поток проходит через прямую трубу и входит в центробежный компрессор, поток прямой, однородный и не имеет завихренности, т. Е. Вихревого движения., поэтому угол закрутки α 1 = 0 °, как показано. Когда поток проходит через центробежную крыльчатку, крыльчатка заставляет поток вращаться быстрее, поскольку он удаляется от оси вращения. В соответствии с формой уравнения гидродинамики Эйлера, известной как уравнение насоса и турбины, подвод энергии к жидкости пропорционален локальной скорости вращения потока, умноженной на локальную рабочее колесо тангенциальная скорость.

Во многих случаях поток, покидающий центробежное рабочее колесо, движется со скоростью, близкой к скорости звука. Затем он проходит через стационарный компрессор, заставляя его замедляться. Стационарный компрессор является воздуховодом с увеличивающейся площадью потока, в котором происходит преобразование энергии. Если поток необходимо повернуть в обратном направлении, чтобы попасть в следующую часть машины, например, в другую крыльчатку или камеру сгорания, потери потока можно уменьшить, направляя поток с помощью неподвижных поворотных лопаток или отдельных поворотных труб (трубчатых диффузоров). Как описано в принципе Бернулли, уменьшение скорости вызывает повышение давления.

Исторический вклад, пионеры

За последние 100 лет ученые-прикладники, включая Стодола (1903, 1927–1945), Пфлейдерер (1952), Хоторн (1964), Шепард (1956), Лакшминараяна (1996) и Джапикс (многие тексты, включая цитаты) обучили молодых инженеров основам турбомашинное оборудование. Это понимание применимо ко всем динамическим, проточным, осесимметричным насосам, вентиляторам, воздуходувкам и компрессорам в осевой, смешанной и радиально-центробежной конфигурациях.

Эта взаимосвязь является причиной того, что достижения в области турбин и осевых компрессоров часто находят свое отражение в другом турбомашинном оборудовании, включая центробежные компрессоры. На рисунках 1.1 и 1.2 показана область турбомашин с этикетками с изображением центробежных компрессоров. Усовершенствования центробежных компрессоров не были достигнуты за счет крупных открытий. Скорее, улучшения были достигнуты за счет понимания и применения дополнительных знаний, обнаруженных многими людьми.

На рисунке 1.1 представлена область аэро - термо турбомашинного оборудования. По горизонтальной оси отложено уравнение энергии, полученное из первого закона термодинамики. Вертикальная ось, которую можно охарактеризовать числом Маха, представляет диапазон сжимаемости (или упругости) жидкости. Ось Z, которую можно охарактеризовать с помощью числа Рейнольдса, представляет диапазон вязкостей (или липкости) жидкости. Математики и физики, заложившие основы этой области аэротермо, включают: Исаак Ньютон, Даниэль Бернулли, Леонард Эйлер, Клод-Луи Навье, Джордж Стоукс, Эрнст Мах, Николай Егорович Жуковский, Мартин Кутта, Людвиг Прандтль, Теодор фон Карман, Поль Рихард Генрих Блазиус и Генри Коанда.

На рис. 1.2 представлена физическая или механическая область турбомашин. Опять же, горизонтальная ось представляет уравнение энергии с турбинами, вырабатывающими мощность слева, и компрессорами, потребляющими мощность справа. В физической области вертикальная ось различает высокие скорости и низкие скорости в зависимости от применения турбомашинного оборудования. Ось Z различает геометрию осевого потока и геометрию радиального потока в физической области турбомашинного оборудования. Подразумевается, что смешанные турбомашины расположены между осевым и радиальным. Ключевые участники технических достижений, которые продвинули вперед практическое применение турбомашин, включают: Дени Папен, Кернелиен Ле Демур, Даниэль Габриэль Фаренгейт, Джон Смитон, доктор ЭЙС Рато, Джон Барбер, Александр Саблуков, сэр Чарльз Алджернон Парсонс, Эгидиус Эллинг, Сэнфорд Александр Мосс, Уиллис Кэрриер, Адольф Буземан, Герман Шлихтинг, Фрэнк Уиттл и Ганс фон Охайн.

Частичная хронология

<1689	Ранние турбомашины	Насосы, нагнетатели, вентиляторы
1689	Денис Папин	Происхождение центробежного компрессора
1754	Леонард Эйлер	Эйлера » Уравнение «Насос и турбина»
1791	Джон Барбер	Первый патент на газовую турбину
1899	Dr. ACE Rateau	Первый центробежный компрессор на практике
1927	Аурел Болеслав Стодола	Формализованный «коэффициент скольжения»
1928	Адольф Буземанн	Получен "коэффициент скольжения"
1937	Фрэнк Уиттл и Ханс фон Охайн, независимо	Первая газовая турбина с использованием центробежного компрессора
>1970	Современные турбомашины	3D-CFD, ракетные турбонасосы, сердечные насосы, топливные элементы с турбонаддувом

Сходства турбомашин

Центробежные компрессоры во многом похожи на другие турбомашины и сравниваются и противопоставляются следующим образом:

Сходства с осевым компрессором

В разрезе показана газовая турбина с аксицентробежным компрессором

Центробежные компрессоры похожи на осевые компрессоры в том, что они ротационные компрессоры на основе крыльев. Оба показаны на фотографии рядом с двигателем с 5 ступенями осевого компрессора и одной ступенью центробежного компрессора. Первая часть центробежного рабочего колеса очень похожа на осевой компрессор. Эта первая часть центробежного рабочего колеса также называется индуктором. Центробежные компрессоры отличаются от осевых, поскольку в них используется значительное изменение радиуса от входа до выхода крыльчатки для создания гораздо большего повышения давления за одну ступень (например, 8 в вертолетах серии Pratt Whitney Canada PW200 двигателей), чем осевая ступень. Немецкий экспериментальный двигатель Heinkel HeS 011 1940-х годов был первым авиационным турбореактивным двигателем, в котором ступень компрессора имела ступень радиального поворота потока от нуля для осевого до 90 градусов для центробежного. Он известен как компрессор смешанного / диагонального потока. Диагональная ступень используется в серии малых турбовентиляторных двигателей Pratt Whitney Canada PW600.

Центробежный вентилятор

Низкоскоростной центробежный компрессор низкого давления или центробежный вентилятор с направленным вверх конусом нагнетания, используемым для рассеивания скорости воздуха

A вентилятор с короткозамкнутым ротором, без выпускного диффузора

Центробежные компрессоры также похожи на центробежные вентиляторы типа, показанного на соседнем рисунке, поскольку оба они увеличивают энергию потоков за счет увеличения радиуса. В отличие от центробежных вентиляторов, компрессоры работают на более высоких скоростях, чтобы создавать большее давление. Во многих случаях инженерные методы, используемые для проектирования центробежных вентиляторов, такие же, как и при проектировании центробежных компрессоров, поэтому они могут выглядеть очень похожими.

Это соотношение менее верно по сравнению с вентилятором с короткозамкнутым ротором, показанным на сопровождающем рисунке.

В целях обобщения и определения можно сказать, что центробежные компрессоры часто имеют увеличение плотности более чем на 5 процентов. Кроме того, они часто испытывают относительные скорости жидкости выше числа Маха 0,3, когда рабочей жидкостью является воздух или азот. Напротив, вентиляторы или нагнетатели часто имеют увеличение плотности менее чем на пять процентов и максимальную относительную скорость жидкости ниже 0,3 Маха.

Центробежный насос

3D-модель типа центробежного насоса

Вырезка центробежного насоса

Центробежные компрессоры также похожи на центробежные насосы стиля, показанного на соседних рисунках. Ключевое различие между такими компрессорами и насосами заключается в том, что рабочая жидкость компрессора является газом (сжимаемым), а рабочая жидкость насоса - жидкостью (несжимаемой). Опять же, инженерные методы, используемые при проектировании центробежного насоса, такие же, как и при проектировании центробежного компрессора. Тем не менее, есть одно важное отличие: необходимость иметь дело с кавитацией в насосах.

Радиальная турбина

Центробежные компрессоры также очень похожи на их турбомашинный аналог радиальной турбины, как показано на рисунке. В то время как компрессор передает энергию потоку для повышения его давления, турбина работает в обратном направлении, отбирая энергию из потока, тем самым снижая его давление. Другими словами, мощность подается на компрессоры и выводится из турбин.

Турбомашины, использующие центробежные компрессоры

Здесь приведен неполный список турбомашин, которые могут использовать один или несколько центробежных компрессоров в машине.

Компоненты простого центробежного компрессора

Простой центробежный компрессор имеет четыре компонента: вход, крыльчатка / ротор, диффузор и коллектор. На рисунке 3.1 показан каждый из компонентов проточного тракта, при этом поток (рабочий газ) входит в центробежное рабочее колесо в осевом направлении справа налево. В результате вращения крыльчатки по часовой стрелке, если смотреть вниз по потоку в компрессор, поток будет проходить через выпускной конус спиральной камеры, удаляясь от зрителя фигуры.

Рис. 3.1 - Вид в разрезе турбокомпрессора, показывающий центробежный компрессор (синий) на правом конце ротора

Вход

Вход центробежного компрессора обычно простая труба. Он может включать такие элементы, как клапан, неподвижные лопатки / аэродинамические поверхности (используемые для закрутки потока), а также приборы для измерения давления и температуры. Все эти дополнительные устройства имеют важное значение для управления центробежным компрессором.

Центробежное рабочее колесо

Ключевым компонентом, который делает компрессор центробежным, является центробежное рабочее колесо, рис. 0.1, которое содержит вращающийся набор лопаток (или лопастей), которые постепенно увеличивают энергию рабочего газа.. Это идентично осевому компрессору, за исключением того, что газы могут достигать более высоких скоростей и уровней энергии за счет увеличения радиуса рабочего колеса. Во многих современных высокоэффективных центробежных компрессорах газ, выходящий из рабочего колеса, движется со скоростью, близкой к скорости звука.

Рабочие колеса имеют множество конфигураций, включая «открытые» (видимые лопасти), «закрытые или закрытые», «с разделителями» (все остальные индукторы удалены) и «без разделителей» (все полные лопасти). На обоих рисунках 0.1 и 3.1 показаны открытые рабочие колеса с разделителями. В большинстве современных высокоэффективных рабочих колес используется форма лопастей «обратного хода».

Уравнение Эйлера для насоса и турбины играет важную роль в понимании характеристик рабочего колеса.

Диффузор

Следующим ключевым компонентом простого центробежного компрессора является диффузор. За рабочим колесом на пути потока диффузор должен преобразовывать кинетическую энергию (высокую скорость) газа в давление путем постепенного замедления (диффузии) скорости газа. Диффузоры могут быть безлопаточными, пластинчатыми или комбинированными. Высокоэффективные лопастные диффузоры также разработаны для широкого диапазона значений плотности от менее 1 до более 4. Гибридные версии лопастных диффузоров включают: клиновые, канальные и трубчатые диффузоры. Некоторые турбокомпрессоры не имеют диффузора.

Гидродинамический принцип Бернулли играет важную роль в понимании характеристик диффузора.

Коллектор

Коллектор центробежного компрессора может принимать разные формы и формы. Когда диффузор выходит в большую пустую камеру, коллектор можно назвать пленумом. Когда диффузор попадает в устройство, которое чем-то похоже на раковину улитки, бычий рог или валторну, коллектор, вероятно, будет называться спиралью или свитком. Как следует из названия, цель коллектора состоит в том, чтобы собрать поток из выпускного кольцевого пространства диффузора и направить этот поток в нижнюю по потоку трубу. Коллектор или труба также могут содержать клапаны и приборы для управления компрессором.

Приложения

Ниже приводится частичный список приложений центробежных компрессоров, каждое с кратким описанием некоторых общих характеристик, которыми обладают эти компрессоры. В начале этого списка перечислены два наиболее известных применения центробежных компрессоров; газовые турбины и турбокомпрессоры.

Рисунок 4.1 - Реактивный двигатель в разрезе, показывающий центробежный компрессор и другие детали.

Рисунок 4.2 - Реактивный двигатель в разрезе, показывающий центробежный компрессор и другие детали. детали.

В газовые турбины и вспомогательные силовые установки. Ref. Рисунки 4.1–4.2 В своей простой форме современные газовые турбины работают по циклу Брайтона. (См. Рисунок 5.1) Для обеспечения сжатия используются осевой и центробежный компрессоры или оба. Типы газовых турбин, которые чаще всего включают в себя центробежные компрессоры, включают малые авиационные двигатели (т.е. турбовальные, турбовинтовые и турбовентиляторные двигатели), вспомогательные силовые установки и микротурбины. Отраслевые стандарты, применяемые ко всем центробежным компрессорам, используемым в самолетах, устанавливаются FAA и военными, чтобы обеспечить максимальную безопасность и долговечность в тяжелых условиях. Центробежные рабочие колеса, используемые в газовых турбинах, обычно изготавливаются из поковок из титанового сплава. Их лопасти с проточным каналом обычно фрезерованы по бокам или по острию на 5-осевых фрезерных станках. Когда допуски и зазоры самые жесткие, эти конструкции завершаются как горячая рабочая геометрия и отклоняются обратно в холодную геометрию, как требуется для производства. Эта потребность возникает из-за прогибов рабочего колеса, возникающих при запуске до полной скорости / полной температуры, которые могут быть в 100 раз больше, чем ожидаемый зазор рабочего колеса при горячем ходе.

В автомобильном двигателе и дизельном двигателе турбокомпрессоры и нагнетатели. Ref. Рисунок 1.1 Центробежные компрессоры, используемые в сочетании с поршневыми двигателями внутреннего сгорания, известны как турбокомпрессоры, если приводятся в движение выхлопными газами двигателя, и турбонагнетатели, если приводятся в действие двигателем механически. Стандарты, установленные промышленностью для турбокомпрессоров, могли быть установлены SAE. Идеальные свойства газа часто хорошо подходят для проектирования, испытаний и анализа производительности центробежного компрессора турбонагнетателя.

В трубопроводных компрессорах природного газа для перемещения газа с производственной площадки на Потребитель. Центробежные компрессоры для таких целей могут быть одно- или многоступенчатыми и приводиться в действие большими газовыми турбинами. Стандарты, установленные в отрасли (ANSI / API, ASME), приводят к созданию толстых обсадных труб большого диаметра для обеспечения максимальной безопасности. Рабочие колеса часто, если не всегда, закрытого типа, что делает их похожими на рабочие колеса насоса. Этот тип компрессора также часто называют API-стилем. Мощность, необходимая для привода этих компрессоров, чаще всего составляет тысячи лошадиных сил (л.с.). Использование свойств реального газа необходимо для надлежащего проектирования, испытаний и анализа производительности центробежных компрессоров для трубопроводов природного газа.

На нефтеперерабатывающих заводах, переработке природного газа, нефтехимические и химические заводы.Центробежные компрессоры для таких целей часто бывают одновальными, многоступенчатыми и приводятся в действие большими паровыми или газовыми турбинами. Их гильзы часто называют горизонтально разрезными или ствольными. Стандарты, установленные промышленностью (ANSI / API, ASME) для этих компрессоров, приводят к созданию больших толстых кожухов для максимальной безопасности. Рабочие колеса часто, если не всегда, закрытого типа, что делает их похожими на рабочие колеса насоса. Этот тип компрессора также часто называют стилем API. Мощность, необходимая для привода этих компрессоров, обычно составляет тысячи л.с. Использование свойств реального газа необходимо для правильного проектирования, тестирования и анализа их характеристик.

Кондиционирование воздуха и охлаждение и HVAC : Центробежные компрессоры довольно часто обеспечивают сжатие в водоохладителях циклов. Из-за большого разнообразия циклов сжатия пара (термодинамический цикл, термодинамика ) и большого разнообразия рабочих режимов газы (хладагенты ), центробежные компрессоры используются в широком диапазоне размеров и конфигураций. Использование реальных свойств газа необходимо для правильного проектирования, тестирования и анализа производительности этих машин. Стандарты, установленные в промышленности для этих компрессоров, включают ASHRAE, ASME и API.

В промышленности и производстве для подачи сжатого воздуха для всех типов пневматических инструментов.Центробежные компрессоры для таких целей часто бывают многоступенчатыми и приводятся в действие электрическими моторы. Промежуточное охлаждение часто требуется между ступенями для контроля температуры воздуха. Обратите внимание, что бригада по ремонту дорог и местная автомобильная мастерская считают, что винтовые компрессоры лучше подходят для их нужд. Стандарты, установленные промышленностью для этих компрессоров, включают ASME и правительственные постановления, которые подчеркивают безопасность. Идеальное соотношение газов часто используется для правильного проектирования, тестирования и анализа производительности этих машин. Уравнение Карриера часто используется для определения влажности.

В воздухоразделительных установках для производства очищенных газов конечного продукта. Центробежные компрессоры для таких целей часто являются многоступенчатыми с промежуточным охлаждением для контроля температуры воздуха. Стандарты, установленные промышленностью для этих компрессоров, включают ASME и правительственные постановления, которые подчеркивают безопасность. Идеальные газовые соотношения часто используются для правильного проектирования, тестирования и анализа производительности этих машин, когда рабочим газом является воздух или азот. Для других газов требуются свойства реального газа.

На нефтяном месторождении повторная закачка природного газа под высоким давлением для повышения нефтеотдачи. Центробежные компрессоры для таких целей часто бывают одновальными и многоступенчатыми. ступени и приводятся в действие газовыми турбинами. При давлении нагнетания, приближающемся к 700 бар, кожух цилиндрического типа. Стандарты, установленные промышленностью (API, ASME) для этих компрессоров, приводят к созданию больших толстых кожухов для максимальной безопасности. Рабочие колеса часто, если не всегда, закрытого типа, что делает их похожими на рабочие колеса насоса. Этот тип компрессора также часто называют стилем API. Использование свойств реального газа необходимо для правильного проектирования, тестирования и анализа их характеристик.

Характеристики

Рисунок 5.1 - Цикл Брайтона. Иллюстрация цикла Брайтона применительно к газовой турбине.

Рисунок 5.2 - Пример диаграммы производительности центробежного компрессора.

При иллюстрации цикла Брайтона газовой турбины рисунок 5.1 включает в себя примерные графики удельного давления и энтропии температуры. Эти типы графиков имеют основополагающее значение для понимания производительности центробежного компрессора в одной рабочей точке. Изучая эти два графика далее, мы видим, что давление повышается между входом компрессора (станция 1) и выходом компрессора (станция 2). В то же время легко увидеть, что удельный объем уменьшаетсяили аналогично увеличивается плотность. Изучая график температура-энтропия. Чтобы определить степень давления и эффективность для этой точки, мы предположим, что предположим, что воздух будет достаточным, чтобы определить степень идеального давления и эффективность для этой точки. К сожалению, нам не хватает нескольких других элементов информации, если мы хотим применить центробежный компрессор в другом приложении.

Рисунок 5.2, карта производительности центробежного компрессора (тестовая или оценочная), показывает расход и степень сжатия для каждой из 4 линий скорости (всего 23 точки данных). Также включен контуры постоянной эффективности. Характеристики центробежного компрессора, представленные в этой форме, обеспечивают достаточно, чтобы сопоставить оборудование, представленное на карте, с простым набором требований конечного пользователя.

Тестирование по оценке производительности, которое является очень рентабельной (а значит, полезной при проектировании), тестирование, хотя и является дорогостоящим, по-прежнему наиболее точным методом. Кроме того, проверка производительности центробежного компрессора очень сложна. Профессиональные общества, такие как ASME (например, PTC - 10, Fluid Meters Handbook, PTC-19.x), ASHRAE (ASHRAE Handbook ) и API (ANSI / API 617-2002, 672-2007) установили стандарты для подробных экспериментальных методов и анализа результатов испытаний. Несмотря на эту сложность, можно представить несколько основных концепций производительности, изучив пример карты производительности теста.

Карты рабочих характеристик

Степень давления и расход предусмотрены обязательными для карты рабочих характеристик на рис. 5.2 с простым компрессором. В этом случае можно предположить, что температура на входе является стандартным на уровне моря. Сделать это предположение в реальном случае было бы ошибкой. Подробный осмотр рисунка 5.2 показывает:

Скорректированный массовый расход: 0,04 - 0,34 кг / с
отношение общего давления на входе в выпуску (PR tt = P t, расход / P t, впуск): 1,0 - 2,6

Как правило, на рисунке 5.2 горизонтальная ось обозначена параметром расхода. При измерениях расхода используются самые разные единицы измерения, но все они соответствуют одной из двух категорий:

Массовый расход в единицу времени

Массовые потоки, такие как кг / с, проще всего использовать на практике. поскольку здесь мало места для путаницы. Остающиеся вопросы будут касаться входа или выхода (что может привести к утечке из компрессора или конденсации влаги). Для атмосферного воздуха массовый расход может быть влажным или сухим (включая или исключая влажность). Часто характеристики массового расхода представлены на основе эквивалентного числа Маха. В этих случаях стандартно, что эквивалентная температура, эквивалентное давление и газ указываются явно или подразумеваются в стандартных условиях.

Объемный расход в единицу времени

Напротив, все указанные объемные расходы требуют специальной плотности. Принцип гидродинамики Бернулли имеет большое значение для понимания этой проблемы. Путаница возникает из-за неточностей или неправильного использования констант давления, температуры и газа.

Также, как это принято в стандартной практике, на рис. 5.2 есть вертикальная ось, помеченная параметром давления. Разнообразие измерения давления также велико. В этом случае все они соответствуют одной из трех категорий:

Увеличение или увеличение дельты от входа до выхода (стиль манометра)
Измеренное давление (сила) нагнетания
Соотношение сил (соотношение, выход) / вход)

Другие характеристики карт производительности:

Линии постоянной скорости

Два наиболее распространенных метода, используемых для тестирования центробежных компрессоров, - это тестирование по линиим постоянной скорости. частота вращения вала или по линии постоянного дросселя. Если скорость вала постоянной постоянной, контрольные точки берутся вдоль линии постоянной скорости изменения положения дроссельной заслонки. Напротив, если дроссельная заслонка постоянной, контрольные установки устанавливаются путем изменения скорости (обычная практика газовых турбин). Карта, показанная на рисунке 5.2, показан наиболее распространенный метод; линии постоянной скорости. В этом случае мы видим точки соединенных прямыми линиями на скорости 50%, 71%, 87% и 100% об / мин. Первые три линии скорости имеют по 6 очков, линия с максимальной скоростью - пять.

Островки постоянной эффективности

Следующая особенность, которую необходимо обсудить, - это кривые овальной, представляющие постоянные острова эффективности формы. На этом рисунке мы видим 11 контуров в диапазоне от 56% (десятичная дробь 0,56) до 76% эффективности (десятичная дробь 0,76). Общая стандартная практика состоит в том, чтобы интерпретировать эту как изоэнтропическую эффективность, а не политропную. Включение эффективно эффективно действует трехмерную топологию этой двумерной карты. При заданной плотности на входе он дает дополнительные возможности для расчета аэродинамической мощности. Так же легко можно было заменить линии постоянной мощности.

Конструкция или гарантийный пункт (-ы)

Что касается работы и производительности газовой турбины, для центробежного компрессора газовой турбины может быть установлен ряд гарантированных точек. Эти требования имеют второстепенное значение для общей производительности газовой турбины в целом. По этой причине необходимо только резюмировать, что в идеальном случае наименьший удельный расход топлива будет иметь место, когда кривая пикового КПД центробежных компрессоров совпадает с требуемой рабочей линией газовой турбины.

В отличие от газовых турбин, других приложений (включая промышленные) соответствуют менее строгому набору требований к рабочим характеристикам. Исторически центробежные компрессоры, применяемые в промышленности, необходимы для достижения производительности при определенном расходе и давлении. Современные промышленные компрессоры необходимы для достижения целей в отношении производительности в широком диапазоне потоков и давлений; таким образом, мы делаем значительный шаг в усовершенствовании газовых турбин.

Если компрессор, представленный на рис. 5.2, используется в простом приложении, любая точка (давление и расход) в пределах КПД 76% обеспечивает очень приемлемую характеристику. «Конечный пользователь» был бы очень доволен эксплуатационными требованиями к коэффициенту давления 2,0 при 0,21 кг / с.

Помпаж

Помпаж - это явление потока при работе с низким массовым расходом, при котором крыльчатка не может достаточно энергии, преодолеть сопротивление системы или противодавление. При работе с низким массовым расходом перепадлений на крыльчатке высокий. Высокое противодавление после рабочего колеса толкает поток обратно через концы лопастей ротора к проушине рабочего колеса (вход). Это быстрое реверсирование потока (т. Е. Помпаж) имеет сильную вращающую составляющую, которая влияет на углы потока на передней кромке лопастей. Ухудшение потока потока приводит к неэффективности рабочего колеса. (Поэтому помпаж иногда называют осесимметричным срывом.) Таким образом, нагнетательная камера за рабочим колесом опорожняется, и (обратное) давление падает. В результате реверсивного потока через концы ротора, и рабочее колесо снова становится эффективным. Эти циклические события вызывают сильные вибрации, повышают температуру и быстро изменяют осевое усилие. Эти события могут повредить уплотнения ротора, подшипники ротора, привод компрессора и цикл. Большинство турбомашин спроектировано таким образом, чтобы легко выдерживать периодические колебания. Однако, если машина подвергается скачкам напряжения в течение длительного периода времени или если она постоянно плохо спроектирована, происходит быстрое скачки напряжения в течение длительного периода времени. Особый интерес представляет то, что, хотя турбомашины могут быть очень долговечными, циклы / процессы, которые они используются, могут быть намного менее надежными.

Линия помпажа

Линия помпажа, показанная на рисунке 5.2, является кривой, которая проходит через самые низкие точки потока каждой из четырех линий скорости. В качестве тестовой карты эти точки будут точками с наименьшим потоком, которые можно зафиксировать стабильными показаниями в испытательной установке / установке. Во многих промышленных приложениях может потребоваться увеличение срыва из-за противодавления в системе. Например, при 100% об / мин поток срыва может увеличиться примерно с 0,170 кг / с до 0,215 кг / с из-за положительного наклона кривой соотношения давлений.

Как указывалось ранее, причина этого в том, что высокостная линия на рисунке 5.2 демонстрирует особенности срыва или положительный наклон в этом диапазоне потоков. При размещении в другой системе эти более низкие потоки могут быть недоступны из-за взаимодействия с этой системой. Математически доказано, что сопротивление системы или отрицательное давление являются решающими факторами помпажа компрессора.

Максимальный поток в линии по сравнению с штуцером

Дроссель возникает при одном из двух условий. Обычно для высокоскоростного оборудования, когда поток увеличивается, скорость потока может приближаться к звуковой скорости где-то в ступени компрессора. Это место может быть на входе в «горловину» рабочего или на входе в «горловину» лопаточного диффузора. Напротив, для низкоскоростного оборудования по мере увеличения потока потери увеличиваются, так что степень сжатия в конечном итоге падает до 1: 1. В этом случае происходит дросселя маловероятно.

Скоростные линии центробежных компрессоров газовых турбин обычно имеют дросселирование. Это ситуация, когда степень сжатия линии скорости быстро падает (по вертикали) с небольшим изменением расхода или без него. В большинстве случаев причина этого заключается в том, что скорость, близкие к 1 Маха, достигнуто где-то внутри рабочего колеса и / или диффузора, что привело к быстрому увеличению потерь. Центробежные компрессоры с турбонагнетателем с более высокой степенью давления демонстрируют то же явление. Явление реального штуцера является функцией сжимаемости, измеряемой локальным числом Маха в пределах площади ограничения ступени центробежного давления.

Линия максимального расхода, показанная на рисунке 5.2, - это кривая, которая проходит через точки наивысшего расхода каждой линии скорости. При осмотре можно заметить, что каждый из этих пунктов имеет КПД около 56%. Выбор низкого КПД (<60%) is the most common practice used to terminate compressor performance maps at high flows. Another factor that is used to establish the maximum flow line is a pressure ratio near or equal to 1. The 50% speed line may be considered an example of this.

Форма линий скорости на рис. 5.2 представляет собой хороший пример того, почему неуместно использовать термин дроссель в сочетании с максимальным потоком всех скоростных линий центробежного компрессора. В итоге; большинство промышленных и коммерческие центробежные компрессоры выбираются или спроектированы так, чтобы работать с максимальной эффективностью или близкой к ней и избегать работы с низкой эффективностью. По этой причине редко есть причина для иллюстрации производительности центробежных компрессоров ниже 60% эффективности. Карты производительности коммерческих многоступенчатых компрессоров демонстрируют ту же вертикальную характеристику по другой причине, связанной с так называемым штабелированием ступеней.

Другие рабочие ограничения

Минимальная рабочая скорость: Минимальная скорость для приемлемой работы, ниже этого значения компрессор может останавливаться или переходить в состояние «холостой ход».
Максимально допустимая скорость: Максимальная рабочая скорость компрессора. При превышении этого значения напряжения могут превысить предписанные пределы, а вибрации ротора могут быстро возрасти. На скоростях выше этого уровня оборудование, вероятно, станет очень опасным и будет регулироваться на более низких скоростях.

Треугольники скорости на входе для рабочего колеса центробежного компрессора
Треугольники скорости на выходе для рабочего колеса центробежного компрессора
Рисунок 1.1 - Аэротермодействие турбомашинное оборудование
Рисунок 1.2 - Физическая область турбомашинного оборудования

Анализ размеров

Чтобы взвесить преимущества центробежных компрессоров, важно сравнить 8 параметров классических турбомашин. В частности, повышение давления (p), расход (Q), угловая скорость (N), мощность (P), плотность (ρ), диаметр (D), вязкость (μ) и эластичность (e). Это создает практическую проблему при попытке экспериментально определить влияние какого-либо одного параметра. Это потому, что практически невозможно изменить один из этих параметров независимо.

Метод процедуры, известный как π-теорема Бакингема, может помочь решить эту проблему, создав 5 безразмерных форм этих параметров. Эти параметры Pi обеспечивают основу для «подобия» и «законов сродства» в турбомашиностроении. Они обеспечивают создание дополнительных взаимосвязей (безразмерных), которые ценны при характеристике производительности.

В примере ниже напор будет заменен на давление, а скорость звука будет заменена на упругость.

Теорема Бэкингема

В этой процедуре для турбомашин используются три независимых измерения:

$M {\ displaystyle M}$ $M$ масса (альтернативой является сила)
$L {\ displaystyle L}$ $L$ длина
$T {\ displaystyle T}$ $T$ время

Согласно теореме каждый из восьми основных параметров приравнивается к своим независимым измерениям следующим образом:

Flow	$Q = {\ displaystyle Q =}$ $Q =$	$L 3 T {\ displaystyle {\ frac {L ^ {3}} {T}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {L ^ {3}} {T}}}$	напр. = м / с
Голова	$H = {\ displaystyle H =}$ $H =$	$M L T 2 {\ displaystyle {\ frac {ML} {T ^ {2}}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {ML} {T ^ {2}}} }$	пример. = кг · м / с
Скорость	$U = {\ displaystyle U =}$ $U =$	$L T {\ displaystyle {\ frac {L} {T}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {L} {T}}}$	Пример. = м / с
Мощность	$P = {\ displaystyle P =}$ $P =$	$ML 2 T 3 {\ displaystyle {\ frac {ML ^ {2}} {T ^ {3}}}}$ ${ \ displaystyle {\ frac {ML ^ {2}} {T ^ {3}}}}$	экс. = кг · м / с
Плотность	$ρ = {\ displaystyle \ rho =}$ $\ rho =$	$M L 3 {\ displaystyle {\ frac {M} {L ^ {3}}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {M} {L ^ {3}}}}$	пример. = кг / м
Вязкость	$μ = {\ displaystyle \ mu =}$ $\ mu =$	$M L T {\ displaystyle {\ frac {M} {LT}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {M} {LT}}}$	пр. = кг / м · s
Диаметр	$D = {\ displaystyle D =}$ $D =$	$L {\ displaystyle L}$ $L$	пр. = м
Скорость звука	$a = {\ displaystyle a =}$ $a =$	$L T {\ displaystyle {\ frac {L} {T}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {L} {T}}}$	Пример. = м / с

Классическое подобие турбомашин

Завершение задачи следования формальной процедуре приводит к генерации этого классического набора из пяти безразмерных параметров для турбомашин. Полное сходство достигается, когда каждый из 5 Pi-параметров эквивалентны. Это, конечно, будет означать, что два сравниваемых турбомашины геометрически похожи и работают в одной рабочей точке.

Коэффициент расхода	$Π 1 = {\ displaystyle \ Pi _ {1} =}$ $\ Pi _ {1} =$	$QND 3 {\ displaystyle {\ frac {Q} {ND ^ {3}}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {Q} {ND ^ {3}}}}$
Коэффициент напора	$Π 2 = {\ displaystyle \ Pi _ {2} =}$ $\ Pi _ {2} =$	$g HN 2 D 2 {\ displaystyle {\ frac {gH} {N ^ {2} D ^ {2}}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {gH} {N ^ {2} D ^ {2}}}}$
Коэффициент скорости	$Π 4 = {\ displaystyle \ Pi _ {4} =}$ $\ Pi _ {4} =$	$ND a {\ displaystyle {\ frac {ND} {a}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {ND} {a}}}$
Коэффициент мощности	$Π 3 = {\ displaystyle \ Pi _ {3} =}$ $\ Pi _ {3} =$	$P ρ N 3 D 5 {\ displaystyle {\ frac {P} {\ rho N ^ {3} D ^ {5}}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {P} {\ rho N ^ {3} D ^ {5}}}}$
Коэффициент Рейнольдса	$Π 5 = {\ displaystyle \ Pi _ {5} =}$ $\ Pi _ {5} =$	$ρ ND 2 μ {\ displaystyle {\ frac {\ rho ND ^ {2}} {\ mu}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {\ rho ND ^ {2}} {\ mu}}}$

Аналитики турбомашиностроения получить потрясающее представление о производительности путем сравнения этих 5 параметров с эффективностью и коэффициентами потерь, которые также являются безразмерными. В общем случае первостепенное значение имеют коэффициент расхода и коэффициент напора. Как правило, для центробежных компрессоров коэффициент скорости имеет второстепенное значение, а коэффициент Рейнольдса имеет третичное значение. Напротив, как и ожидалось для насосов, число Рейнольдса становится второстепенным, а коэффициент скорости почти не имеет значения. Может быть интересным, что коэффициент скорости может быть выбран для определения оси y на рисунке 1.1, в то время как в то же время коэффициент Рейнольдса может быть выбран для определения оси z.

Другие безразмерные комбинации

В таблице показано другое значение размерного анализа. Любое количество новых безразмерных параметров можно вычислить с помощью экспонент и умножения. Например, вариант первого варианта, показанный ниже, широко используется при анализе систем авиационных двигателей. Третий параметр - это упрощенное изменение размеров первого и второго. Это третье определение со строгими ограничениями. Четвертый параметр, удельная скорость, очень хорошо известен и полезен тем, что удаляет диаметр. Пятый параметр, удельный диаметр, является менее часто обсуждаемым безразмерным параметром, который полезен Балье.

1	Скорректированный коэффициент массового расхода	$Π 1 Π 4 = {\ displaystyle \ Pi _ {1} \ Pi _ {4} =}$ ${\ displaystyle \ Pi _ {1} \ Pi _ {4} =}$	$mp D 2 (R tk) 0,5 {\ displaystyle {\ frac {m} {pD ^ {2}}} \ left ({\ frac {Rt} {k}} \ right) ^ {0,5}}$ ${\ displaystyle {\ frac {m} {pD ^ {2}}} \ left ({\ frac {Rt} {k}} \ right) ^ {0.5}}$
2	Альтернативный эквивалент формы Маха №1	$m 1 ρ 1 a 1 D 1 2 соз ⁡ (α 1) = {\ displaystyle {\ frac {m_ {1}} {\ rho _ {1} a_ {1} {D_ {1}} ^ {2} \ cos (\ альфа _ {1})}} =}$ ${\ displaystyle {\ frac {m_ {1}} {\ rho _ {1} a_ {1 } {D_ {1}} ^ {2} \ cos (\ alpha _ {1})}} =}$	$м 2 ρ 2 a 2 D 2 2 соз ⁡ (α 2) {\ displaystyle {\ frac {m_ {2}} {\ rho _ {2} a_ {2 } {D_ {2}} ^ {2} \ cos (\ alpha _ {2})}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {m_ {2}} {\ rho _ {2} a_ {2} {D_ {2}} ^ {2} \ cos (\ alpha _ {2})}}}$
3	Альтернативная упрощенная размерная форма №2	$m 1 t 1 0,5 p 1 = {\ displaystyle { \ frac {m_ {1} {t_ {1}} ^ {0,5}} {p_ {1}}} =}$ ${\ displaystyle {\ frac {m_ {1} {t_ {1}} ^ {0.5}} {p_ {1}}} =}$	$m 2 t 2 0,5 p 2 {\ displaystyle {\ frac {m_ { 2} {t_ {2}} ^ {0.5}} {p_ {2}}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {m_ {2) } {t_ {2}} ^ {0.5}} {p_ {2}}}}$
4	Удельный коэффициент скорости	$Π 1 0,5 Π 2 0,75 = {\ displaystyle {\ frac {{\ Pi _ {1}} ^ {0,5}} {{\ Pi _ {2}} ^ {0,75}}} =}$ ${\ displaystyle {\ frac {{\ Pi _ {1}} ^ {0.5}} {{\ Pi _ {2}} ^ {0,75}}} =}$	$NQ 0,5 (г ч) 0,75 {\ displaystyle { \ frac {NQ ^ {0,5}} {(gH) ^ {0,75}}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {NQ ^ {0.5}} {(gH) ^ {0,75 }}}}$
5	Коэффициент удельного диаметра	$Π 2 0,25 Π 1 0,5 = {\ displaystyle {\ frac {{\ Pi _ {2}} ^ {0,25}} {{\ Pi _ {1}} ^ {0,5}}} = }$ ${\ displaystyle {\ frac {{\ Pi _ {2}} ^ {0.25}} {{\ Pi _ {1}} ^ {0.5}}} =}$	$D (г H) 0,25 Q 0,5 {\ displaystyle {\ frac {D (gH) ^ {0,25}} {Q ^ {0,5}}}}$ ${\ displaystyle {\ frac {D (gH) ^ {0.25}} {Q ^ {0.5}}}}$

Может показаться интересным, что вместо скорости для определения y -оси рисунок 1.2 коэффициент конкретного диаметра может быть вместо диаметра для определения оси z.

Законы сродства

Следующие законы сродства получены из пяти Π-параметров, показанных выше. Они используют простую основу для масштабирования турбомашин от одного приложения к другому.

Из коэффициента расхода	$Q 1 Q 2 = {\ displaystyle {\ frac {Q_ {1}} {Q_ {2}}} =}$ ${\ displaystyle {\ frac {Q_ {1}} {Q_ {2}}} =}$	$N 1 N 2 = {\ displaystyle {\ frac { N_ {1}} {N_ {2}}} =}$ ${\ displaystyle {\ frac {N_ {1}} {N_ {2}}} =}$	$(D 1 D 2) 3 {\ displaystyle \ left ({\ frac {D_ {1}} {D_ {2}}} \ right) ^ {3}}$ $\ left ({\ frac {D_ {1}} {D_ {2}}} \ right) ^ {3}$
От коэффициента напора	$H 1 H 2 = {\ displaystyle {\ frac {H_ {1}} {H_ {2}}} =}$ ${\ displaystyle {\ frac {H_ {1}} {H_ {2}}} =}$	$(N 1 N 2) 2 = {\ displaystyle \ left ({\ frac {N_ {1}} {N_ {2}}} \ right) ^ {2} =}$ ${\ displaystyle \ left ({\ frac { N_ {1}} {N_ {2}}} \ right) ^ {2} =}$	$(D 1 D 2) 2 {\ displaystyle \ left ({\ frac {D_ {1}} {D_ {2}}} \ right) ^ {2}}$ $\ left ({\ frac {D_ {1}} {D_ {2}}} \ right) ^ {2}$
Из коэффициента мощности	$P 1 P 2 = {\ displaystyle {\ frac {P_ {1}} {P_ { 2}}} =}$ ${\ displaystyle {\ frac {P_ {1}} {P_ {2}}} =}$	$(N 1 N 2) 3 = {\ displaystyle \ left ({\ frac {N_ {1}} {N_ {2}}}}} \ right) ^ {3} =}$ ${\ displaystyle \ left ( {\ frac {N_ {1}} {N_ {2}}} \ right) ^ {3} =}$	$(D 1 D 2) 5 {\ displaystyle \ left ({\ frac {D_ {1}} {D_ {2}}} \ right) ^ {5}}$ $\ left ({\ frac {D_ { 1}} {D_ {2}}} \ справа) ^ {5}$

Основы аэротермодинамики

Следующие уравнения описывают полностью трехмерную математическую задачу. До недавнего времени из-за ограничений вычислительной мощности эти уравнения были упрощены до двумерной задачи Inviscid с псевдопотерями. До появления компьютеров эти уравнения почти всегда упрощались до одномерной задачи.

Решение этой одномерной проблемы актуально и сегодня, и это часто называют анализом средней линии. Даже со всем этим упрощением все еще требуются большие учебники для описания и большие компьютерные программы для практического решения.

Сохранение массы

Это фундаментальное уравнение, также называемое непрерывностью, в общем виде имеет следующий вид:

∂ ρ ∂ t + ∇ ⋅ (ρ v) = 0 {\ displaystyle { \ frac {\ partial \ rho} {\ partial t}} + \ nabla \ cdot (\ rho \ mathbf {v}) = 0}

{\ frac {\ partial \ rho} {\ partial t}} + \ набла \ cdot (\ rho \ mathbf {v}) = 0

Сохранение импульса

Также называется Navier –Уравнение Стокса, этот фундаментальный принцип выводится из второго закона Ньютона в применении к движению жидкости. Записанное в сжимаемой форме для ньютоновской жидкости, это уравнение можно записать следующим образом:

ρ (∂ v ∂ t + v ⋅ ∇ v) = - ∇ p + μ ∇ 2 v + (1 3 μ + μ v) ∇ (∇ ⋅ v) + е {\ displaystyle \ rho \ left ({\ frac {\ partial \ mathbf {v}} {\ partial t}} + \ mathbf {v} \ cdot \ nabla \ mathbf {v} \ справа) = - \ nabla p + \ mu \ nabla ^ {2} \ mathbf {v} + \ left ({\ frac {1} {3}} \ mu + \ mu ^ {v} \ right) \ nabla \ left (\ nabla \ cdot \ mathbf {v} \ right) + \ mathbf {f}}

{\ displaystyle \ rho \ left ({\ frac {\ partial \ mathbf {v}} {\ partial t}} + \ mathbf {v} \ cdot \ nabla \ mathbf {v} \ right) = - \ nabla p + \ mu \ nabla ^ {2} \ mathbf {v} + \ left ({\ frac {1} {3}} \ mu + \ mu ^ {v} \ right) \ nabla \ left (\ nabla \ cdot \ mathbf {v} \ right) + \ mathbf {f}}

Сохранение энергии

Первый закон термодинамики - это утверждение о сохранении энергия. В определенных условиях работа центробежного компрессора считается обратимым процессом. Для обратимого процесса общее количество тепла, добавляемого к системе, может быть выражено как $δ Q = T d S {\ displaystyle \ delta Q = TdS}$ $\ delta Q = TdS$ где $T {\ displaystyle T}$ $T$ - это температура, а $S {\ displaystyle S}$ $S$ - энтропия. Следовательно, для обратимого процесса:

d U = T d S - p d V. {\ displaystyle dU = TdS-pdV. \,}

dU = TdS-pdV. \,

Поскольку U, S и V являются термодинамическими функциями состояния, указанное выше соотношение сохраняется и для необратимых изменений. Вышеприведенное уравнение известно как фундаментальное термодинамическое соотношение.

Уравнение состояния

Классический закон идеального газа можно записать:

p V = n R T. {\ displaystyle {\ pV = nRT}.}

{\ pV = nRT}.

Закон идеального газа также может быть выражен следующим образом:

p = ρ (γ - 1) U {\ displaystyle {\ p = \ rho (\ gamma -1) U}}

{\ p = \ rho (\ gamma -1) U}

где $ρ {\ displaystyle \ rho}$ $\ rho$ - плотность, $γ = C p / C v {\ displaystyle \ gamma = C_ {p} / C_ {v}}$ $\ gamma = C_ {p} / C_ {v}$ - индекс адиабаты (отношение удельных теплоемкостей ), $U = C v T {\ displaystyle U = C_ {v} T}$ ${\ displaystyle U = C_ {v} T}$ - внутренняя энергия на единицу массы («удельная внутренняя энергия»), $C v {\ displaystyle C_ {v}}$ $C_ {v}$ - удельная теплоемкость при постоянном объеме, и $C p {\ displaystyle C_ {p}}$ $C_ {p}$ - удельная теплоемкость при постоянном давлении.

Что касается уравнения состояния, важно помнить, что, хотя свойства воздуха и азота (близкие к стандартным атмосферным условиям) легко и точно оцениваются с помощью этого простого соотношения, существует множество применений центробежных компрессоров, где идеальные отношения неадекватные. Например, центробежные компрессоры, используемые для больших систем кондиционирования воздуха (чиллеры с водяным охлаждением), используют хладагент в качестве рабочего газа, который нельзя моделировать как идеальный газ. Другой пример - центробежные компрессоры, сконструированные для нефтяной промышленности. Большинство углеводородных газов, таких как метан и этилен, лучше всего моделировать как реальный газ уравнение состояния, а не как идеальные газы. Запись в Википедии об уравнениях состояния очень тщательна.

Плюсы и минусы

Плюсы

Центробежные компрессоры предлагают преимущества простоты изготовления и относительно невысокой стоимости. Это связано с тем, что для достижения одинакового повышения давления требуется меньшее количество ступеней.

Центробежные компрессоры используются в промышленности, поскольку они имеют меньше трущихся частей, относительно энергоэффективны и дают более высокие колебания постоянной расход воздуха, чем у поршневого компрессора аналогичного размера или любого другого поршневого насоса.

Центробежные компрессоры в основном используются в качестве турбокомпрессоров и в небольших газах турбинные двигатели, как в ВСУ (вспомогательная силовая установка ), и в качестве основного двигателя для небольших самолетов, таких как вертолеты. Существенной причиной этого является то, что при современной технологии эквивалентный поток воздуха осевой компрессор будет менее эффективным, в первую очередь из-за комбинации потерь в концевом зазоре ротора и переменного статора.

Минусы

Их основные недостатком является то, что они не могут достичь высокой степени сжатия поршневых компрессоров без использования нескольких ступеней. Существует несколько одноступенчатых центробежных компрессоров, способных работать с перепадами давлений более 10: 1 из-за соображений напряжения, которые серьезно ограничивают безопасность, долговечность и ожидаемый срок службы компрессора.

Центробежные компрессоры непрактичны по сравнению с осевыми компрессорами для использования в больших газовые турбины и турбореактивные двигатели, приводящие в движение большие летательные аппараты, из-за возникающего в результате веса и напряжения, а также из-за лобовой области, представленной большим диаметром радиального диффузора.

Механика конструкций, компромисс между производством и конструкцией

В идеале рабочие колеса центробежных компрессоров должны иметь тонкие прочные лопасти из воздушной фольги, каждая из которых установлена на легком роторе. Этот материал легко обрабатывать или отливать, и он стоит недорого. Кроме того, он не будет создавать шума при работе и будет иметь длительный срок службы при работе в любых условиях.

С самого начала процесса аэротермодинамического проектирования решающее значение имеют аэродинамические аспекты и оптимизация [29,30]. иметь удачный дизайн. При проектировании необходимо учитывать материал и метод изготовления центробежного рабочего колеса, будь то пластик для воздуходувки пылесоса, алюминиевый сплав для турбокомпрессора, стальной сплав для воздушного компрессора или титановый сплав для газовой турбины. Конструктивная целостность рабочего колеса определяется сочетанием формы рабочего колеса центробежного компрессора, условий его эксплуатации, материала и метода изготовления.

См. Также

Ссылки

Внешние ссылки

Викискладе есть медиафайлы, связанные с центробежными компрессорами.