книги / Насосы, компрессоры, вентиляторы
..pdfская формула, широко применяемая при определении числа рабочих лопаток насосов и вентиляторов:
г = |
л Г- Tlî + 1 |
• PlJI "4“ Зол |
|
6,57 |
— —г |
sin - - - - --* |
|
|
|
1 |
|
|
|
т — 1 |
|
(3-34)
т =
Отношение диаметров оказывает сравнительно небольшое влияние на к. п. д. насоса и поэтому может выбираться в весьма широких пре
делах. Обычно отношение диаметров не выходит за пределы 0,3<
<0,8. Лучшие машины характеризуются отношением D\/D2=0fi + 0J. Правильный выбор отношения диаметров приобретает большое зна чение в случае вентиляторов с регулированием производительности по
средством направляющих аппаратов (см. § 3-12).
Ширину рабочих лопаток на входе Ь\ обычно выбирают такой, что бы скорость Ci перед рабочими лопатками не отличалась от скорости с0 на входе в,ступень.
Поскольку с0= |
; с |
; D ^ D X\ p0=|ii (м-о и щ — ко |
эффициенты заполнения сечений активным потоком), из условия C \^CQ •следует, что
В некоторых случаях, особенно в случае вентиляторов, лучшие ре зультаты получаются, если принять несколько большую ширину лопа ток. Можно |рекомендовать определять Ь\ по формуле
*>, = (1 -1 ,5 )^ !-. |
(3-35) |
Ширина рабочих лопаток на выходе f>2 в большинстве случаев опре деляется из условия равенства радиальных проекций скорости до и после рабочего колеса (см. рис. 3-2):
62 = 6,А - . (3-36)
Иногда в целях упрощения изготовления рабочего колеса прини мают Ь2 =Ь,\, однако следует иметь в виду, что при этом к. п.д. маши ны обычно снижается примерно на 2—3%.
Приведенные рекомендации установлены многолетней практикой производства насосов и вентиляторов.
|
3-6. ПОДВОДЫ И ОТВОДЫ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ МАШИН |
|
а) |
П о д в о д ы ц е н т р о б е ж н ы х ма шин . Подводом |
называется |
часть |
проточной полости машины, подводящая перемещаемую |
среду |
к входному отверстию рабочего колеса.
Подводы в соответствии с их назначением должны удовлетворять определенным требованиям.
Подвод правильной конструкции должен давать равномерное, осе симметричное распределение потока по входному сечению рабочего ко леса. Несоблюдение этого условия снижает гидравлический к. п. д. ко леса и машины в целом. Симметричность потока при входе в рабочее
.колесо достигается выполнением подвода в форме прямолинейного кон-
фузора при осевом потоке (рис. 3-8) или спирального кожуха (рис. 3-9) при поперечном потоке.
Потери энергии в подводе должны быть минимальными; для этого скорости в его сечениях не должны быть высокими. Проходные сечения подвода должны постепенно уменьшаться в направлении движения, обеспечивая постепенное возрастание скорости до величины ее во вход ном сечении колеса.
Рис. 3-8. Входная камера при |
Рис. 3-9. Схема спиральной входной |
осевом под-воде жидкости к |
камеры переменного сечения, |
консольному рабочему колесу |
|
насоса. |
|
Конструкция подвода и положение приемного отверстия его должны создавать удобное сопряжение машины с системой трубопроводов, при соединяемых к ней.
Многочисленные исследования показали, что форма, размеры и рас положение подвода влияют не только на величину энергии, передавае
|
мой потоку жидкости |
ко |
|||||
|
лесом, но и на все харак |
||||||
|
теристики машины. |
|
рас |
||||
|
|
Гидравлический |
|
||||
|
чет подвода производится |
||||||
|
по уравнению |
неразрыв |
|||||
|
ности при |
заданных |
объ |
||||
|
емном расходе и значени |
||||||
|
ях средней |
скорости. |
|
||||
|
|
б) |
От в о д ы |
це н |
|||
|
т р о б е ж н ы х м а ши н . |
||||||
|
Отводом называют |
часть |
|||||
|
проточной полости маши |
||||||
|
ны, |
принимающую |
пере |
||||
|
мещаемую среду из рабо |
||||||
|
чего |
колеса и |
частично |
||||
Рис. 3-10. Центробежная машина с кольцевым и |
преобразующую |
кинети |
|||||
ческую энергию этой сре |
|||||||
спиральным отводами. |
|||||||
Известны три типа отводов: кольцевой, |
ды в потенциальную. |
|
|||||
спиральный |
и лопаточный. |
||||||
Кольцевой отвод представляет собой цилиндрическое пространство 2 постоянной ширины, охватывающее рабочее колесо машины (рис. 3-10). Спиральный отвод представляется в виде криволинейного диффузорного канала 7, окружающего рабочее колесо и обычно комби нируемого, как показано на рис. 3-10, с кольцевым отводом.
Спиральный и кольцевой отводы должны обеспечивать отведение жидкости (газа) от колеса с наименьшими потерями и по возможности
без нарушения осесимметричности потока в колесе. При этом скорость потока должна постепенно уменьшаться до величины скорости в на чальном сечении напорного трубопровода.
С целью понижения скорости на выходе из напорного патрубка ма шины к спиральному отводу присоединяют прямолинейный конический диффузор 3 (рис. 3-10) с углом раскрытия около 10°.
Лопаточный отвод представляет собой систему нескольких диффузорных каналов, окружающих рабочее колесо (рис. 3-11 и 3-12).
Как показывают опыты [Л. 19 и 27], движение реальных газов и жидкостей в кольцевых отводах в основной части потока подчиняется законам движения невязкой жидкости. Поэтому анализ работы отводов в первом приближении можно вести, полагая, что трение в потоке не проявляется.
Рис. 3-11. Лопаточный отвод центро- |
Рис. 3-12. |
Лопаточный отвод |
|
бежной машины |
(многоступенчатого |
центробежной |
машины (многосту- |
компрессора). |
пенчатого насоса). |
||
Рассмотрим работу кольцевого отвода машины, подающей несжи маемую жидкость.
Пусть Rz и Сз— соответственно радиус и абсолютная скорость в на
чале |
кольцевого отвода; г |
и с — радиус и абсолютная скорость |
в лю |
||
бой |
точке произвольного сечения отвода (см. рис. 3-10). Установим |
||||
зависимость между скоростями с и с3. |
|
|
|||
Окружную проекцию скорости можно определить из условия сохра |
|||||
нения момента |
количества |
движения |
(поскольку влияние сил |
трения |
|
|
|
|
|
D |
|
о стенки не учитывается): R3C3u= rcu; cu=c3u—f- . |
|
||||
|
Радиальную проекцию скорости найдем с помощью уравнения не |
||||
разрывности: |
<3=2я/?з&зрзСзг=2ягйр.сг, |
приняв для простоты |
&зЦз= |
||
= 6р |
(6 = const). |
D |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Отсюда находим: cr=c3T-f-, т. е. радиальные составляющие скоро
сти в отводе находятся в таком же соотношении, как и тангенциальные составляющие. Следовательно, параллелограммы скоростей для потока в отводе подобны и существует равенство а~ аз (см. рис. 3-10). Иными словами, линиями тока являются логарифмические спирали. По скольку проекции скорости с изменяются обратно пропорционально ра диусу сечения, и сама скорость изменяется так же:
С = С3-^-. |
(3-37} |
Формула (3-37) обусловливает основной недостаток кольцевых от водов— необходимость существенного увеличения радиальных разме ров машины. Действительно, если желательно снизить скорость в без-
33
лопаточном отводе вдвое, необходимо увеличить диаметр Я4 (на выходе из кольцевого отвода) также вдвое, т. е. £)4/£)з=’2. Поэтому в односту пенчатых машинах кольцевые отводы применяются сравнительно редко.
Из кольцевого отвода, а прй отсутствии кольцевого отвода из ра бочего колеса жидкость поступает в спиральный отвод (см. рис. 3-2).
Рассмотрим машину без кольцевого отвода. Поток из рабочего ко леса поступает в спиральный отвод со скоростью Сг, в то время как сред няя скорость в отводе с'а существенно меньше. Вследствие этого полу чаются потери на удар, величина которых может быть приближенно определена по формуле Карно
|
АЯуя= (C,=jg,a- - |
(3-38) |
В этой формуле |
с'а— скорость в спиральном отводе после |
удара |
(условная скорость). |
Расчеты показывают, что можно принимать |
|
с'а= (1,1- 1,3) Са.
Кроме потерь Д Я Уд, в спиральном отводе имеются потери на тре ние о стенки отвода при повороте потока в отводе и диффузоре, распо ложенном за отводом. Сумму этих потерь обозначим через АЯс.0 и опре делим в долях динамического напора скорости са:
В зависимости от формы спирального отвода можно принимать
£с.о= 0,2 -г- 0,35.
Очевидно, что с ростом скорости с'а потери на удар уменьшаются, а на трение и поворот потока — растут. Следовательно, имеется опти-
Рнс. 3-13. Трапециевидная и пря |
Рис. 3-14. Круглая и грушевидная |
моугольная формы сечений спи |
формы сечений спиральных |
ральных отводов. |
отводов. |
мальная величина скорости с'а, при которой суммарные потери мини мальны.
Из условия минимума потерь д (ДЯУл^+ ДЯС.°) _ Q наХ0дИм:
(C’a) о п т = --------• |
(3-3 9 ) |
*‘ + |
kx |
Если принять ft, = 1,2 и £с.о= 0,3, то |
(с'^опт^О.Тсг- |
34
Мы рассмотрели машину без кольцевого отвода. Если машина вы полнена с кольцевым отводом, то при определении скорости в спираль ном отводе также можно пользоваться формулой (3-39), заменив в -ней с2 на сА— скорость за кольцевым отводом.
Формы поперечных сечений спиральных отводов показаны на рис. 3-13 и 3-14.
В многоступенчатых конструкциях центробежных машин применя ют в основном лопаточные отводы; их конструктивные схемы даны на рис. 3-11 и 3-1;2. Из этих схем видно, что лопаточный отвод представляет собой неподвижную круговую решетку с большим количеством лопастей (рис. 3-11) или состоит из небольшого количе ства лопастей специального профиля, образую щих межлопастные каналы (рис. 3-12).
Форма лопаточного отвода, выполненная по рис. 3-11, обычно свойственна центробеж ным газовым машинам, а по рис. 3-12 — цен тробежным насосам.
Во всех типах лопаточных отводов при значительном отклонении режима работы от расчетного наблюдается отрыв потока от по верхности лопастей и вследствие этого умень шение к. п. д. машины.
Большое влияние на работу центробеж ной машины оказывает радиальный зазор Аг между концами рабочих лопастей и входными
кромками лопастей отвода. При малых значениях Аг центробежная машина создает шум, нежелательный в условиях эксплуатации.
Положительное влияние цилиндрического пространства с размером Аг на работу машины проявляется в том, что в нем, во-первых, проис ходит выравнивание скоростей с2> неравномерно распределенных по окружности выхода из рабочего колеса, и, во-вторых, получается неко торый диффузорный эффект .(преобразование кинетической энергии
вдавление).
Вконструкциях центробежных насосов размер Аг обычно не превы шает 10 мм, а в компрессорах он может достигать нескольких десятков миллиметров.
Опыты, проведенные в ЦАГИ над лопаточными и безлопаточными кольцевыми отводами воздушных центробежных машин, показали, что применение того или иного типа отвода определяется формой лопастей рабочего колеса машины.
Результаты опытов ЦАГИ представлены на рис. 3-15, где по оси абсцисс откладываются углы а2, a по оси ординат — относительные ве личины статического напора, получающиеся за счет преобразования ки нетической энергии в отводе.
Основные результаты опытов ЦАГИ сводятся к следующему:
1.При всех (особенно нерасчетных) режимах работы центробеж ной машины наблюдаются отрыв потока от поверхности лопастей и об разование вихревых зон.
2.Количество лопастей отвода оказывает существенное влияние на преобразование в отводе скоростной энергии в давление.
3.Эффективность преобразования кинетической энергии в давление при углах (i2< 20o выше в лопаточном диффузоре; при ct2> 20° более эф
фективен безлопаточный отвод1.
1 Результаты опытов, приведенные на рис. 3*15, носят частный характер. Можно создать эффективные лопаточные диффузоры и при углах аг>20°, однако практиче ской необходимости в этом нет, поскольку большие углы <t2 применяются редко. Основное преимущество безлопаточных диффузоров связано с более пологой характе ристикой ступеней. (Прим, ред.)
|
3-7. МОЩНОСТЬ И к. П. Д. ЦЕНТРОБЕЖНЫХ МАШИН |
|
|||||||||
а) |
П о л е з н а я |
р а б о т а |
ма шины. Баланс |
энергии |
центробеж |
||||||
ной машины в общем случае (рис. 3-16) |
можно представить так: |
|
|||||||||
|
APivi + |
A - |
|
+ |
cvT, |
АН = |
|
|
|||
|
= Аргиг |
|
А |
С2 |
-f- cvT2 -\- A z-\-q, ккал/кГ, |
|
|||||
или в системе СИ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
f + 4 - + c . T t + g H - J ± + |
|
|
|||||||
|
Н |
с2 |
\~ сvT2 |
g z ~{“Ч» дж /кг. |
|
|
|||||
|
2 |
|
|
||||||||
Здесь: q — количество энергии, обусловленное теплообменом потока |
|||||||||||
|
в машине с окружающей средой; |
|
|
||||||||
|
cv— теплоемкость при постоянном объеме. |
|
(газу), |
||||||||
Отсюда удельная энергия, |
сообщаемая машиной жидкости |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
2 |
|
|
Я = p2v2- m |
+ |
|
(T* - |
T Ù |
+ - ÿ - + z + -T ' |
кГ-м/кГ; (3-40) |
|||||
|
g H = -& ~ -£4 |
—^ - 5^ — )rCv(T2 — TJ + gz + q, дж/кг. |
(3-40)' |
||||||||
Если пренебречь величиной z и полагать с1= с2, то |
|
|
|||||||||
|
H = p & |
- p lvt+ % ( T t - T |
l)+-% -, кГ -м /кГ, |
(3-41) |
|||||||
|
gH = ^ - £ - + c v {T2- T d + q, дж/кг. |
|
(3-41)' |
||||||||
Эти уравнения показывают, что энергия, сообщаемая машиной по |
|||||||||||
току, |
расходуется на |
совершение |
внешней работы, изменение внутрен |
||||||||
|
|
|
ней энергии потока и восполнение теплообмена. |
||||||||
|
|
|
|
Для несжимаемой жидкости или газа при не |
|||||||
|
|
|
значительном повышении давления можно пола |
||||||||
|
|
|
гать Т2= ТХ\ v2 = vx\ <7=0; р2=рь |
|
|
||||||
|
|
|
|
При этом из уравнений (3-40) и (3-40') по |
|||||||
|
|
|
лучаем |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
H = {pt - p |
t)v + 4 ^ - , |
кГ-м/кГ; (3-42) |
||||
|
|
|
|
|
g H = |
|
С2 — С2 |
|
(342)' |
||
|
|
|
|
|
Рг~^Р-Л — -2 2 ~L , дж/кг. |
||||||
Рис. 3-16. Схема уста новки с центробежной машиной.
Эти уравнения определяют величину полез ной удельной работы насоса и вентилятора. Пер вое из них принято записывать так:
H = J l ^ + A sA . . |
(3.43) |
б) П о т е р и э не р г ии, м о щ н о с т ь и к. п. д. Энергия, подводи мая от двигателя к валу машины, больше полезной энергии, получае мой жидкостью или газом. Это объясняется тем, что в процессе преоб разования энергии, осуществляемом центробежной машиной, часть ме ханической энергии неизбежно теряется вследствие гидравлических и механических потерь и утечек.
Гидравлические потери возникают в результате гидравлического трения и вихреобразования во всей проточной части машины.
Если гидравлические потери составляют h(M), то, очевидно, рабо чее колесо должно сообщать потоку энергию H +h (где Н — полезная
удельная энергия). |
удельную |
|
|
|
Обозначим |
через HT = H + h |
|
|
|
теоретическую |
энергию. Оценка |
машины |
|
|
в отношении гидравлических потерь произ |
|
|
||
водится с помощью гидравлического к. п. д.: |
|
|
||
пли |
% = * £ * • |
P -44) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(345) |
|
|
Большое влияние на rjr оказывают фор |
|
|
||
ма проточной части машины, чистота обра |
|
|
||
ботки внутренних поверхностей и вязкость |
|
|
||
жидкости. |
|
|
Рис. 3-17. |
Объемные потери |
Значения гидравлического к. п. д. со |
в ступени |
центробежной ма |
||
временных крупных центробежных машин |
|
шины. |
||
лежат в пределах rir = 0,8 + 0,96. |
|
|
|
|
Объемные потери обусловлены перетеканием жидкости (газа) че рез зазоры между рабочим колесом и корпусом машины из зоны повы шенного давления в полость всасывания (рис. 3-17).
От потока, проходящего через рабочее колесо машины и получаю щего в нем приращение энергии, ответвляется часть AQ расхода, про ходящая через зазоры во входное сечение колеса.
Если ступень центробежной машины подает в напорный трубопро вод Q (м3/сек), а через зазоры циркулирует расход ДQ (м3/сек), то че рез рабочее колесо проходит расход Q+AIQ.
Объемный к. п. д. |
|
1 = - 5 Т « Г |
<346) |
Величина объемного к. п. д. существенно зависит от величин осе |
|
вого (б0) и радиального (бг) зазоров. |
малых значениях ба |
Высокий т)о может быть получен только при |
|
и бг. |
|
Повышение статического напора на выходе из колеса машины по нижает т)о* поэтому машины с высокой степенью реактивности имеют пониженный объемный к. п. д.
Значения т^о у современных центробежных машин лежат в пределах т)о = 0,96 -s-0,98.
Полезная мощность центробежной машины определяется формула ми (2-5) и (2-6) § 2-2.
Внутренняя мощность машины, т. е. мощность, развиваемая рабочими
лопастями, движущимися в потоке, |
|
tf*, = ï(Q + AQ)(tf + ft). |
(3-47) |
37
Отношение полезной мощности к внутренней называется |
внутренним |
|||
к. и. д.: |
|
|
|
|
Nп _ |
|
YQW |
(3-48) |
|
~~UQ + ùQ)(H + hy |
||||
|
||||
Следовательно, |
|
|
(3-49) |
|
^вн — т1о‘7]г. |
||||
Очевидно, |
Nu _ |
4QH |
|
|
_ |
(3-50) |
|||
1 |
TiBll |
7)07)г |
||
|
||||
Внутренний к. п. д. учитывает объемные и гидравлические потери в машине.
Мощность, подводимая от двигателя на вал машины, больше внут ренней мощности вследствие механического трения в подшипниках и уплотнениях вала и гидравлического (газового) трения 'нерабочих по верхностей колес.
Влияние механического и гидравлического трения может быть учте но общим механическим к. п. д. т)м:
Т)м |
ли |
(3-51) |
|
N» |
|
Для современных центробежных машин TIM= 0,92 ч-0,99.
Величина т^м определяется механическими свойствами, конструкци ей и эксплуатационным состоянием подшипников машины. Применение подшипников качения повышает riM. Содержание подшипникрв в чистоте и регулярная смазка приводят к высоким значениям ч^м-
Большое влияние на величину г|м оказывают конструкция и эксплуа тационное состояние уплотнений (сальников) вала машины.
Несоразмерно сильная затяжка сальников насосов вредна ввиду увеличения мощности трения и возможности местного нагрева и дефор маций вала.
На т]м оказывает влияние чистота обработка нерабочих поверхно стей рабочих колес; уменьшение шероховатости .их повышает к. п. д. машины.
Из сопоставления выражений (3-50) и (3-51) следует:
Мв -__Nви _ |
iQH |
_ 4 Q H . |
|
|
Чм |
|
ч ’ |
Nr — MgH |
MgH |
, вт. |
|
в |
'Чо'Мм |
1 |
|
|
' |
||
Произведение TJ0IIIT]M= щ дает полный К. п. д. ность на валу выражают так:
1QH
102-г) квт\
N |
MgH |
кет. |
~1000т) ’ |
(3-52)
(3-52)г
(3-53)
(3-53)'
Полный к. п. д. современных центробежных машин лежит в преде лах г)=0,75 -т-0,92.
Полный к. п. д. оценивает энергетическое совершенство машины в целом.
При рассмотрении баланса энергии центробежной машины мощ ность дискового трения выделяют особо, полагая, что мощность, по-
38
лучаемая колесом с вала, |
Nu состоит из внутренней |
мощности NBH и |
|
мощности дискового трения УУтр: |
|
|
|
или |
Л^ь==Л^ви +А'тр, |
|
(3-о4) |
|
|
|
|
л; |
ï(Q + AQ)(tf+ Л) , ЛГ |
|
|
— |
Гпо |
r iVTp. |
|
Последнее выражение может быть приведено к следующему виду:
Nк |
Q P Г Л . |
V |
1 I |
АМ ! 102/V * P 1 |
(3-55) |
|
й в ^ + |
т Д |
1 ! |
- y ) + - Q T - J • |
|||
|
|
Отношение AQ/Q —&ут, называемое коэффициентом утечек, оценивает относительную величину утечек через зазоры между рабочим колесом и корпусом. В машинах различных назначений Аут= 0,02 ч-0,1.
Так как
то |
QP |
Г 1+ kyT |
|
|
|
|
д; |
I 102iVTp |
I |
(3-56) |
|||
|
102 |
L |
"l" |
Q P |
J ' |
|
|
|
|||||
Коэффициент полезного действия колеса центробежной машины, |
||||||
оценивающий его энергетическое совершенство, |
|
|
||||
|
|
|
Nп |
|
|
(3-57) |
|
|
■п — Nv |
|
|
||
Сопоставив два последних равенства, получим: |
|
|||||
|
Г________\_______ |
|
(3-58) |
|||
|
|
1 -|~ кут , |
N тр, |
|
|
|
|
|
|
ЧГ |
Л^п |
|
|
Мощность трения одной стороны диска, вращающегося в жидкости |
||||||
или газе, |
|
|
|
|
|
|
|
NTB=PpR52<о\ |
|
(3-59) |
|||
Здесь: со — угловая |
скорость |
вала |
машины; |
р — опытный коэффи |
||
циент, зависящий от относительной шероховатости вращающейся по верхности и числа Re. Ориентировочно можно принимать .р= (4-г-8) • 10-5.
Так как напор, создаваемый колесом центробежной машины, опре деляется величиной окружной скорости, а последняя равна (ÙR 2, то для достижения заданного напора могут быть приняты различные комби нации значений R2 и со.
Для уменьшения потерь от дискового трения следует ограничивать Ri и принимать повышенные значения со; это приводит к повышению ri' и полного к. п. д. машины. Этим обстоятельством объясняется отчасти применение в современной технике высокооборотных центробежных ма шин с ограниченным диаметром рабочего колеса.
в) О т н о с и т е л ь н ы й к. п. д. Эффективность машин, подающих газы, при значительном повышении давления нельзя оценивать обычным энергетическим к. п. д., представляющим собой отношение энергии, при обретаемой газом в машине, к энергии, затрачиваемой ею. Выясним причины этого.
Из (3-41) следует, что удельная энергия, сообщаемая машиной газу, может быть определена по формуле
Я = % (Тг - 7\) H- -5-, кГ-м/кГ
Но если в процессе работы машины от газа отводится количество тепла q (ккал/кГ), то повышение удельной энергии газа в результате работы машины будет:
Я Раз = Я — |
(Г2 — T t). |
|
|
Следовательно, к. п. д. машины как отношение приобретенной газом |
|||
энергии к энергии затраченной будет: |
|
|
|
_ ср(7г |
У,) |
(3-60) |
|
с,(7’, - Л ) + 4‘ |
|||
|
|||
Однако известно, что заданное |
повышение давления достигается |
||
с наименьшей затратой энергии в компрессорах с эффективно действую щим охлаждением. Такие компрессоры энергетически эффективны и должны характеризоваться высоким к. п. д. Применение же к ним к. п. д. типа (3-60) дает значения, близкие к нулю (равные нулю для изотермных компрессоров, в которых Т\ = Т2).
Таким образом, в применении к компрессорам к. п. д., вычисляемый по формуле (3-60), не имеет смысла. Поэтому для оценки эффективно сти компрессорных машин принимают относительный термодинамиче ский к. п. д., основанный на сравнении машин с наиболее выгодной ма шиной аналогичного класса.
Так как из машин с водяным охлаждением наиболее эффективной является условная машина, сжимающая газ по изотерме, называемая изотермной, то принято сравнивать искусственно охлаждаемые машины именно с изотермной машиной при помощи изотермного к. п. д.
Изотермный к. п. д. есть отношение мощности изотермной машины
к фактической мощности данной машины: |
|
• П и з = ^ . |
(3-61) |
В машинах без водяного охлаждения вследствие высоких гидрав лических сопротивлений и дискового трения происходит дополнительный нагрев газа, что можно рассматривать как подведение тепла к газу извне. Сжатие газа в таких машинах протекает с показателем n>k. Они потребляют большую мощность, чем машины, сжимающие газ изоэнтропно (без потерь и теплообмена). Поэтому неохлаждаемые машины принято сравнивать с изоэнтропной машиной как самой экономичной машиной данного класса.
Изоэнтропный к. п. д. есть отношение мощности изоэнтропной ма
шины к фактической мощности |
данной неохлаждаемой машины: |
|
ч |
« = - т г - - |
(3-62) |
Числовые значения т]„3 и т]ад приведены в гл. 7, 10 и 12.
3-8. МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ МАШИНЫ
Напор, создаваемый колесом центробежной машины, как видно из выражения (3-8), определяется произведением и2с2и. Для достижения высокого напора в машине с одним колесом необходимо иметь большое значение окружной скорости.
40