Процессы и аппараты нефтегазо- переработки. процессы и аппараты химической и нефтехимической технологии куиии д., Левеншпиль о

• Название: процессы и аппараты химической и нефтехимической технологии куиии д., Левеншпиль о
• Анкор: Процессы и аппараты нефтегазо- переработки.docx
• Дата: 05.05.2018
• Размер: 2.36 Mb.
• Имя файла: Процессы и аппараты нефтегазо- переработки.docx
• Тип: Документы; #18896
• страница: 17 из 60

СПЕЦИАЛЬНЫЕ НАСОСЫ

1197. 
      Роторные насосы относятся к объемным бесклапанным насосам. Они имеют вращающийся ротор, который обеспечивает вытеснение жидкости в нагнетательный трубопровод. Насосы этого типа следует применять для перекачивания жидкостей, не содержащих
      
1198. 
      абразивных частиц и обладающих хорошей смазывающей способностью, так как в противном случае быстро изнашиваются рабочие органы насоса, что создает возможность их заклинивания и приводит к снижению подачи и напора. Роторные насосы обеспечивают достаточно равномерную подачу и не требуют установки воздушных колпаков. Схемы роторных насосов некоторых типов даны на рис. III-17.
      
1199. 
      Шестеренчатые насосы состоят из пары шестерен с внутренним или внешним зацеплением, которые помещены в корпус. При вращении в месте выхода шестерен из зацепления создается разрежение, и жидкость из приемного трубопровода поступает в корпус насоса. В месте, где шестерни входят в зацепление, жидкость будет выдавливаться из пространства между зубьями и нагнетаться в трубопровод. Каждый зуб шестерен, входящий в зацепление, перемещает объем жидкости, равный
      
1200. 
      Vx = F_xb
      
1201. 
      где F_x — площадь зуба в плоскости вращения между наружными окружностями шестерен, находящихся в зацеплении; Ь — ширина зуба.
      
1202. 
      Теоретическая подача насоса определяется выражением
      
1203. 
      
      487. 
           Q_T = 2F₁6zn/60 = Fibzn/60 (111,53)
           
      488. 
           где г — число зубьев шестерни; п — частота вращения, об/мин.
           
      489. 
           
           
      
      
      
1204. 
      Действительная подача будет меньше вследствие утечек жидкости через зазоры между зубьями и между стенками корпуса и шестернями
      
1205. 
      <2д = t]oQt = ЦоТх&гп/ЗО (Ш,54)
      
1206. 
      Объемный к. п. д. г)₀ = 0,90—0,95.
      
1207. 
      Всасывающая и нагнетательная полости насоса обычно сообщаются байпасом, на котором установлен предохранительный клапан. Шестеренчатые насосы используют для подач от десятых долей м³/ч до 50 м³/ч при давлениях несколько мегапаскалей (п до 3000 об/мин; число зубьев г =8—12; к. п. д., насосов около 0,7). Шестеренчатые насосы с внутренним зацеплением имеют лучшую всасывающую способность, меньшие габариты, но более сложны по конструкции.
      
1208. 
      Винтовые насосы имеют в корпусе два или три вращающихся цилиндра с винтовой нарезкой по наружной цилиндрической поверхности. Один винт является ведущим.
      
1209. 
      По сравнению с шестеренчатыми винтовые насосы обладают повышенным к. п. д., бесшумностью в работе, большей долговечностью, равномерной подачей жидкости. Создаваемый насосом напор определяется числом шагов нарезки. Винты насоса выполняют двухзаходными с передаточным числом, равным единице. Форма нарезки обеспечивает герметическое разделение нагнетательной и всасывающей полостей насоса.
      
1210. 
      Давление до 2 МПа создается винтами, имеющими длину несколько большую шага нарезки. Дальнейшее повышение давления достигается пропорциональным увеличением длины винтов, что позволяет создать достаточно компактную конструкцию.
      
1211. 
      Поступившая во впадины нарезки со стороны всасывания жидкость при повороте винтов герметически отсекается от всасывающей камеры и затем перемещается в канале нарезки вдоль оси винтов в напорную камеру. Регулирование подачи достигается изменением числа оборотов двигателя или приводного вала ведущего винта. К- п. д. винтовых насосов составляет 0,8—0,9. С увеличением рабочего давления подача жидкости несколько уменьшается (примерно на 10—15%) по сравнению с подачей при атмосферном давлении.
      
1212. 
      Винтовые насосы применяют для подач от нескольких м³/ч до сотен м³/ч при давлении нагнетания до 20 МПа и скорости вращения до 10 000 об/мин.
      
1213. 
      Пластинчатые насосы имеют вращающийся ротор, установленный эксцентрично или концентрично в корпусе и снабженный подвижными пластинами. Пластины прижимаются к корпусу силой пружин, центробежной силой или давлением подводимой по оси насоса жидкости. Отсекаемые между пластинами и корпусом объемы жидкости при вращении ротора вытесняются в напорный трубопровод. Пластин может быть две и более.
      
1214. 
      Теоретическую подачу пластинчатого насоса можно подсчитать следующим образом. За один оборот ротора будет перемещаться объем жидкости, равный
      
1215. 
      V = 2п (R — е) 2be « 4nRbe
      
1216. 
      где R — радиус рабочей камеры в корпусе насоса; е — эксцентриситет; Ь — ширина лопаток.
      
1217. 
      Обычно е > R.
      
1218. 
      Если ротор вращается со скоростью п об/мин, то
      
1219. 
      
      (И 1,55)
      
      4 я (R — е) ben nRben 60 f5
      
1220. 
      Действительная подача будет меньше теоретической на величину, пропорциональную объемному к. п. д. г)₀.
      
1221. 
      Водокольцевые насосы имеют вращающийся ротор с лопатками. При вращении ротора находящаяся в корпусе насоса рабочая жидкость отбрасывается к периферии и образует жидкостное кольцо. Если ротор расположен эксцентрично в корпусе, то между ротором и жидкостным кольцом образуется серповидное пространство. Проходя это пространство, лопатки сперва увеличивают объем камеры между ротором и жидкостным кольцом (всасывание), а затем уменьшают его (нагнетание). Поэтому насос может засасывать не только жидкость, но и воздух (газы), т. е. является самовсасывающим. При перекачке нефтепродуктов в качестве рабочей жидкости обычно используют воду.
      
1222. 
      Хотя к. п. д. водокольцевых насосов ниже, чем обычных центробежных насосов, в ряде случаев их применение оказывается целесообразным, особенно при необходимости быстрого пуска, перекачки агрессивных жидкостей и т. п.
      
1223. 
      Теоретическую подачу насоса можно рассчитать следующим образом. За один оборот ротора будет перемещен объем жидкости (рис. II1-18), равный объему серповидного тела с учетом объема, занятого лопатками (h = 0)
      
1224. 
      [т(°«^-°р)^-гА*^в]^Ь
      
1225. 
      где b, h_n — длина и высота лопатки; г — число лопаток.
      
1226. 
      При частоте вращения ротора, равной п об/мин, теоретический расход жидкости составит
      
1227. 
      
      (III, 56)
      
      '[тй-4)
      
1228. 
      Рис. III-18. К расчету производительно- стн водокольцевого насоса.
      
1229. 
      При работе на откачку воздуха теоретический расход воздуха составит (h ф 0)
      
1230. 
      ^=}т[(°к-А)²-^1-2(/_гл-/,)б]^- (III, 5Н
      
1231. 
      Фактическая подача насоса будет меньше теоретической пропорционально объемному к. п. д. т)₀. К- п. Д- водокольцевых насосов обычно равен 0,2—0,4.
      
1232. 
      Компрессоры предназначены для сжатия и перемещения различных газов, используемых как в технологических целях, так и для приборов контроля и автоматики, привода различных инструментов и т. п. По принципу действия компрессоры можно разделить на следующие группы:
      

1. 
   поршневые, в которых газ сжимается в замкнутом объеме при движении поршня;
   
2. 
   ротационные, в которых сжатие и перемещение газа производится вращающимся ротором;
   
3. 
   центробежные, в которых газу сообщается большая скорость, преобразуемая затем в давление;
   
4. 
   струйные, использующие истечение газа с большой скоростью из насадок специальной формы и сжатие газа при изменении его скорости.
   

1233. 
      По создаваемому давлению различают машины следующих типов:
      

1. 
   вакуум-насосы, откачивающие газ из пространства при давлении ниже атмосферного и нагнетающие его в пространство, где давление выше или равно атмосферному;
   
2. 
   вентиляторы, создающие давление газа до 0,015 МПа или Р₂/Рг < 1,15;
   
3. 
   газодувки предназначены для создания избыточного давления до 0,2 МПа или 1,15 < PJPi С 3;
   
4. 
   компрессоры, создающие более высокое давление, чем газодувки, jPjj/Pj > 3.
   

1234. 
      Процессы сжатия газа. При изменяющихся давлении и объеме в зависимости от характера теплообмена с окружающей средой изменение состояния газа может происходить изотермически, адиабатически и политропически.
      
1235. 
      Для реализации изотермического процесса необходимо отводить все тепло, выделяющееся при сжатии газа, во втором случае, наоборот, необходимо полностью исключить теплообмен с окружающей средой. Реальный процесс происходит при промежуточных условиях теплообмена — политропически.
      
1236. 
      При изотермическом процессе для сжатия газа необходимо затратить работу
      
1237. 
      £из = PiVi In (p₂'Pi) (HI,58)
      
1238. 
      где p_t, Pi — начальное и конечное давления газа; Vi — начальный объем газа.
      
1239. 
      В ходе изотермического процесса выделится следующее количество тепла, которое необходимо отвести, чтобы температура газа Т осталась постоянной
      
1240. 
      (Эйз = M_rRT In (Pi/Pi) =■ М_г (c₀ — c_p) T In (Pi/pi) (111,59)
      
1241. 
      где T — температура процесса; c\j и c_p — соответственно теплоемкости газа при постоянных объеме и давлении; М_г — масса газа.
      
1242. 
      
      (111,60)
      
      
      им
      
      T^T^PilPi) ^k (in,61)
      
      
      ^1аД

T=T^PlKl

где ft — показатель адиабаты, ft = с_р1су.

Конечная температура газа определяется из уравнения


ft-i

(PilPi) — 1


Т2 в адиабатическом процессе

При адиабатическом сжатии газа тепло извне не подводится и не отводится, поэтому вся работа, затрачиваемая на сжатие газа, идет на увеличение его энтальпии, т. е. температуры. Работа, затрачиваемая на адиабатическое сжатие газа, равна

Соответственно количество подведенного к газу тепла будет равно

Qw=M_rc_P(T₂-T₁) =M_r(l₂i₁) (Ш,62)

где М_г — масса сжимаемого газа, кг; и i₂ — начальная и конечная энтальпии газа.

Затрата энергии на сжатие газа в адиабатическом процессе будет больше, чем в изотермическом. При политропическом процессе затрата работы на сжатие газа составит

/-пол —


m


■PiVi


(Pa/Pi)


(111,63)

m-l

где m — показатель политропы; 1 < m < ft; для воздуха m 1,25; обычно m = 1,2—1,4.

Очевидно, что L„₃ < L_n0„ < Е_ад.

Работу, затрачиваемую на разрежение газа, вычисляют по тем же уравнениям, только в том случае давление р_г будет меньше атмосферного.

Если разделить работу сжатия на массу сжимаемого газа, то получим удельную работу I. Зная удельную работу, нетрудно рассчитать теоретическую мощность, которую необходимо затратить на сжатие газа

N_r=Gl^Qp_rl (Ш.64)

где 0 — производительность компрессора, кг/с; Q — то же, м³/с; р_г — плотность газа; I — удельная работа сжатия.

Вследствие несовершенства цикла, утечек через неплотности и по другим причинам фактическая мощность, необходимая для сжатия газа, будет больше. Отношение теоретической мощности к индикаторной называется к. п. д. процесса

Чпрац — ^т/^чид (111,65)

Адиабатический к. п. д. в среднем равен 0,95, а изотермический 0,70. Для учета механических потерь вводят механический к. п. д.

^ т1м = ЛГ„„_д/Л/ (111,66) где N — мощность на валу компрессора.

Механический к. п. д. равен 0,85—0,90. Мощность электродвигателя выбирают с запасом 10—15%.

Поршневые компрессоры. Поршневые компрессоры по принципу действия делят на компрессоры простого (одинарного) и двойного действия, а по числу ступеней сжатия — на одно-, двух- и многоступенчатые. Многоступенчатые компрессоры применяют для сжатия газов свыше 0,7 МПа. На рис. III-19 приведены схемы компрессоров.

490. 
     
     
491. 
     Рис. 111-19. Схемы одно- и многоступенчатых компрессоров:
     
492. 
     а — одноступенчатый компрессор двойного действия; / — цилиндр; 2 — поршень; 3 — всасывающие клапаны; 4 — нагнетательные клапаны; б — двухступенчатый компрессор; / — цилиндр низкого давления; 2 — всасывающие клапаны; 3 — нагнетательные клапаны; 4 — промежуточный холодильник; 5 — цилиндр высокого давления.
     

Работа одноступенчатого поршневого компрессора. Работу поршневого компрессора простого действия можно характеризовать индикаторной диа;раммой в системе координат р—V. При построении теоретической индикаторной диаграммы предполагают, что сопротивление проходу газа при всасывании и нагнетании отсутствует, давление на линиях всасывания и нагнетания остается постоянным, в конце сжатия весь газ выталкивается из цилиндра (отсутствует вредное пространство), процессы всасывания и нагнетания осуществляются изотермически (рис. Ш-20).

При ходе всасывания в рабочем пространстве создается давление р_1г объем рабочего пространства постепенно увеличивается от нуля до V_x. На ри :. II1-20, а это соответствует j инии ab. При достижени I поршнем мертвого п ложения начинается сжатие газа до давления р₂ при закрытых впускном и нагнетательном клапанах. При этом объем газа уменьшается от до V₂. В общем случае процесс сжатия газа осуществляется политропически (линия Ьс). При достижении давления р₂ газ начинает выходить через открывшийся нагнетательный клапан (линия cd). После полного удаления газа из цилиндра при изменении движения поршня на обратное давление в цилиндре мгновенно уменьшается до р_г — давления всасывания (линия da), и процесс повторяется.

Таким образом, в отличие от теоретической индикаторной диаграммы поршневого насоса теоретическая индикаторная диаграмма компрессора характеризуется всегда криволинейным участком Ьс, отвечающим процессу сжатия газа.

Из термодинамики известно, что площадь диаграммы abed. равна, с учетом масштаба диаграммы, работе, затраченной на получение сжатого газа. Величину этой площади можно вычислить по уравнениям (III,58), (111,60) или (111,63) в зависимости от реализуемого при сжатии газа процесса.

Фактическая (рис. II1-20) индикаторная диаграмма отличается от теоретической тем, что процесс всасывания, вследствие наличия вредного пространства между поршнем и цилиндром, можёт начаться лишь после того, как оставшийся под давлением р₂ в цилиндре газ расширится и его давление достигнет p_t. Этот процесс характеризуется кривой d'a', а работа, затрачиваемая на сжатие газа, — площадью a’b'c'd'. Обозначим е = (V₀ — V^/V_х— относительный объем вредного пространства; е зг 0,03—0,08, где V₀ — объем цилиндра компрессора; V_x — объем, описываемый поршнем; V — действительный объем газа, всасываемый за один ход; Х₀ = = V/V₁ — объемный к. п. д. Процесс расширения газа протекает по политропе d'a', имеющей уравнение

Р I d’ S


{


с'

Л

pV^m = const

Рис. Ш-20. Индикаторная диаграмма компрессора простого действия < V’i — объем цилиндра компрессора):

а — теоретическая идеальная; б — теоретическая с учетом вредного пространства; в — действительная.

С учетом вредного пространства процесс расширения газа запишется следующим образом:

' _Pi(zV₁)^m =Pi[(l -Ao-MWrОткуда можно найти объемный к. п. д. А₀:

Как следует из уравнения (III, 67), объемный к. п. д. уменьшается с увеличением степени сжатия. При некоторой степени сжатия, называемой пределом сжатия, >„ =0. Нетрудно найти, что предел сжатия равен

Eii\ / 1 Ч^е \^m

\ Pl /пред \ е / (111,68)

Производительностью компрессора Q называется объем, описываемый поршнем в единицу времени и отнесенный к условиям всасывания

60

<2 =
(111,69)

где %. — коэффициент подачи; V_p — рабочий объем цилиндра; п — частота вращения коленчатого вала, об/мин.

Коэффициент подачи к зависит от сопротивления всасывающих клапанов, величины вредного пространства, утечек в клапанах, поршневых кольцах, сальниках, а также от температуры в рабочей камере. Приближенно коэффициент подачи можно рассчитать по формуле

Я Я₀ (1,01 -0,02/Vpi) (Ш,70)

Подача компрессора ф_под, т. е. объем сжатого газа, поступающего потребителям, зависит от внешних условий: барометрического давления, температуры газа, его влажности. Обычно величину подачи относят к нормальным условиям р₀ =0,101 МПа и /„ = 0 °С. Подача и производительность одноступенчатого компрессора связаны соотношением

Qnofl
(Ш,71)

Для цилиндра простого действия

для цилиндра двойного действия

Действительная индикаторная диаграмма отличается от теоретической (рис. II1-20, в), что обусловлено наличием вредного пространства, сопротивлением всасывающего и нагнетательного клапанов, условиями теплообмена цилиндра и поршня и т. п.

Многоступенчатое сжатие газа. Увеличение степени сжатия в одноступенчатом компрессоре свыше 5 приводит к снижению к. п. д. компрессора, кроме того, сильно возрастают температура сжатого газа и расход энергии на сжатие.

Чтобы обеспечить работу компрессора с высоким к. п. д., применяют многоступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением газа между ступенями.

На рис. Ш-21 приведена диаграмма процесса для двухступенчатого компрессора с промежуточным охлаждением. В первой ступени газ сжимается от давления р_х до промежуточного давления р'₂ по политропе Ьс'. Затем газ охлаждается в промежуточном холодильнике по прямой с'с" до начальной температуры газа, лежащей на изотерме Ьс"с₂. После этого газ дожимается во второй ступени по политропе с"с до давления нагнетания р₂. Следовательно, процесс сжатия газа характеризуется ломаной линией bc'd'c, которая ближе к изотерме Ьс"с₂, чем политропа Ьс'с₁ при одноступенчатом сжатии. Площадь, заштрихованная на диаграмме, отвечает тому выигрышу в работе, который получен при двухступенчатом сжатии.

Увеличение числа ступеней компрессора позволяет получить процесс сжатия газа, приближающийся к изотермическому, однако это приводит к усложнению конструкции компрессора. В зависимости от степени сжатия обычно применяют следующее число ступеней:

Степень сжатия 5 К) 80 100 200 500 G50 и более

Число ступеней 1 2 3 4 5 6 6—7

Из анализа процесса сжатия в многоступенчатом компрессоре вытекает, что минимальная работа сжатия будет получена, если в любой i-той ступени степень сжатия будет равна

PuilPi = Vpn+ilPi (1П.72)

где р_п+1 и Pi — конечное и начальное давления; п — число ступеней.

Регулирование производительности поршневых компрессоров. Рассогласование между подачей газа в сеть и его потреблением проявляется в изменении давления нагнетания. Поэтому при регулировании стремятся сохранить по- ^рг стоянство давления. При эксплуатации группы компрессоров регулирование общей производитель- р'_г ности обеспечивается пуском или

Р,

Рис. 111-21. Диаграмма двухступенчатого компрессора с промежуточным охлаждением.

остановкой соответствующего их числа. Для одиночного компрессора такой способ обычно не- применяют, так как он приводит к резким колебаниям давления в сети.

Наилучший способ регулирования связан с изменением частоты вращения приводного вала, использованием в качестве привода двигателей внутреннего сгорания или синхронных электродвигателей. Однако на нефтегазоперерабатывающих заводах в большинстве случаев компрессоры имеют привод от асикхрон-ных двигателей с постоянным числом оборотов. Изменение числа оборотов в этом случае потребовало бы установки мощных редукторов и вариаторов. Поэтому применяют другие способы регулирования, изложенные ниже.

Регулирование воздействием на поток газа. Сущность регулирования сводится либо к созданию сопротивления потоку газа на линии всасывания, либо к перепуску сжатого газа из нагнетательного трубопровода во всасывающий. Регулирование можно осуществлять вручную или автоматически.

При дросселировании потока газа на линии всасывания прикрывают регулирующий клапан. Это вызывает понижение давления всасывания, что приводит к уменьшению количества поступающего в компрессор газа и к уменьшению подачи.

При перекачивании горючих газов этот способ связан с опасностью подсоса воздуха через неплотности всасывающей линии, образованием взрывоопасных смесей и окислением перекачиваемых газов. Кроме того, это вызывает уменьшение давления в промежуточных ступенях, так как pJp_H задано. Поскольку давление в сети определено, то это приведет к необходимости увеличения pjp_n и температуры перекачиваемого газа. Второй способ малоэкономичен, так как способствует повышению давления и температуры по ступеням.

Регулирование изменением величины мертвого пространства. В некоторых компрессорах можно изменять величину мертвого пространства в цилиндре первой ступени. Это приводит к уменьшению поступления газа в цилиндр первой ступени и соответствующему уменьшению объема газа, подаваемого в сеть. Можно так подобрать объем мертвого пространства, что при давлении всасывания находящийся в нем газ займет весь объем цилиндра, и производительность станет равной нулю.

Регулирование воздействием на всасывающий клапан. Способ заключается в изменении степени герметичности всасывающего клапана в цилиндре первой ступени. При сжатии весь газ или его часть выходит из цилиндра через приоткрытый всасывающий клапан во всасывающий трубопровод, уменьшая производительность компрессора. В этом случае одий¹ или несколько всасывающих клапанов первой ступени компрессора снабжают специальным устройством, позволяющим отжимать пластину клапана и создавать его негерметичность. Этот ' способ регулирования достаточно прост и распространен, однако не является достаточно экономичным, так как при холостом ходе затрачивается около 15% мощности при полной нагрузке. Автоматизированные системы регулирования, а также системы автоматического пуска и остановки компрессоров позволяют добиться наиболее экономичной их эксплуатации.

Особенности сжатия углеводородных газов. На нефтеперерабатывающих заводах приходится перекачивать различные углеводородные газы (метан, этан, пропан, бутан и др.), водород, природный газ. В отличие от воздуха эти газы горючи и взрывоопасны, имеют широкий предел взрываемости; показатель адиабаты этих газов меньше, чем у воздуха; некоторые газы легко переходят в жидкое состояние при повышении давления (бутан, изобутан и др.). Поэтому необходима улучшенная герметизация компрессоров, особенно сальников; электрооборудование должно выполняться взрывозащищенным, помещение компрессорной — обеспечиваться надежной вентиляцией.

Меньший показатель адиабаты углеводородных газов, по сравнению с показателем для возДуха, является причиной более низких производительности, температуры в конце сжатия и потребляемой мощности. Выделение конденсата в цилиндрах при компримировании газа приводит к вымыванию смазки и нарушает нормальную работу компрессора. Выделяющийся в промежуточных холодильниках конденсат углеводородных газов должен быть отделен от газа перед подачей в следующую ступень компрессора.

На газоперерабатывающих заводах применяют газомоторные компрессоры с приводом от двигателя внутреннего сгорания, работающего на перекачиваемом природном газе (типов ГК: 8ГК и 10ГК).

Центробежные компрессоры. Работа этих машин основана на использовании центр бежной силы, возникающей при вращении лопастных колес, для создания повышенного давления.

Различают турбогазодувки (турбовоздуходувки), работающие при давлении нагнетания до 0,4 МПа, и турбокомпрессоры, создающие давление нагнетания до 1 МПа и выше для машин специальной конструкции.

Одноступенчатые турбогазодувки создают избыточное давление не более 0,015 МПа. Производительность турбомашин обычно превышает 100 м^я/мин. Турбогазодувки отличаются от турбокомпрессоров также тем, что у первых сжимаемый газ не охлаждается, тогда как у вторых имеется промежуточное охлаждение газа. Между

Рис. 111-22. Схема направляющего аппарата и диффузора.

отдельными ступенями устанавливают диффузоры или направляющие аппараты, служащие для преобразования кинетической энергии газа после рабочего колеса в давление (рис. 111-22). Турбомашины обладают рядом преимуществ по сравнению с поршневыми компрессорами, особенно при больших производительностях: более простая конструкция, удобство эксплуатации, надежность в работе, малые габариты, меньшая масса и хорошая уравновешенность, равномерная подача газа, отсутствие загрязнения перекачиваемого газа смазкой.

Основные элементы расчета турбомашин. В турбомашинах газ так же, как и жидкость в центробежном насосе, при прохождении по каналам вращающегося с большой скоростью рабочего колеса под действием центробежной силы приобретает большую скорость. Для определения разности давлений на внешней и внутренней окружностях колеса можно пользоваться уравнением

Ч/ 42 Цз U ШИИЫ.

(111,7) —уравнением Эйлера, кото- ^н рое обычно применяют в упрощенной форме, так как угол = 90°.

Из анализа уравнения Эйлера следует, что напор будет тем больше, чем больше угол |5., наклона лопаток на выходе рабочего колеса (см. рис. III-2). На практике обычно

Рис. 111-23. Типичная характеристика турбома-

р₂ < 90° (лопатки загнуты назад), так как такие колеса имеют больший к. и. д. Колеса с загнутыми вперед лопатками (Р₂ > 90°) применяют иногда в вентиляторах, напор которых невысок и поэтому к. п. д. не играет решающей роли.

Ф


с_г cos а₂

“I


^С'Ч ₌ tg Рз "a tg а₂ + tg (^J.₂


(П1.73)

Если ввести коэффициент закручивания потока ф

то теоретическим напор определится из выражения

H_T=\\u²₂/g (П1.74)

Действительный напор будет меньше теоретического вследствие конечного числа лопаток рабочих колес (обычно не более 30) и связанного с этим изменения скорости газа по сечению каналов (учитывается коэффициентом т)_л) и гидравлических сопротивлений в рабочем колесе (учитывается гидравлическим к. п. д. г]_г).

н д =