Содержание к диссертации
Введение
Раздел 1. Состояние вопроса. задачи исследований 10
1.1. Техническая оснащенность компрессорных станций 10
1.2. Основные методы регулирования режима работы компрессорной установки 15
1.3. Анализ операции пуска турбокомпрессорных агрегатов 23
13.1. Влияние запусков на показатели надежности 23
1.3.2. Методы облегченного запуска турбокомпрессорных агрегатов 28
1.4. Анализ энергозатрат при производстве сжатого воздуха 32
1.4.1. Общие энергозатраты иих источники 32
1.4.2. Потери энергии от непроизводительной работы турбокомпрессорных агрегатов 36
Выводы
Раздел 2. Аналитические исследования возможности работы турбокомпрессора в режиме пневматиче ской турбины 40
2.1. Постановка задачи и исходные условия 40
2.2. Основные аналитические зависимости определения крутящего момента на рабочем колесе турбокомпрессора 41
2.3. исслЕдование динамики разгона ротора турбокомпрессора 44
Раздел 3. Теоретические исследования колебаний ротора турбокомпрессора к-500-61-1 51
3.1. Определение собственных частот колебаний ротора турбоком прессора 51
3.2. Вынужденные колебания системы с одной степенью свободы 56
3.3. Вынужденные колебания ротора турбокомпрессора 59
3.4. Вынужденные колебания ротора турбокомпрессора при облегченной схеме запуска 62
3.5. Влияние осевых сил на частотные характеристики ротора турбокомпресора 65
Выводы
Раздел 4. Лабораторные исследования центробежной пневматической турбины 70
4.1. Методика постановки экспериментов 70
4.2. Расчет крутящего момента турбины опытной установки 75
4.3. Анализ результатов лабораторных экспериментов 77
Раздел 5. Пневмозапуск турбокомпрессора к-500-61-1 в условиях компрессорной станции 84
5.1. Проведение промышленных исследований 84
5.2. Расчет рабочих параметров работы турбокомпрессора в режиме турбины 88
5.3. Принципиальная схема компрессорной станции 92
5.4. Технико-экономический анализ метода пневмозапуска 97
Выводы
Заключение 100
Список использованных источников 102
Приложения 108
- Основные методы регулирования режима работы компрессорной установки
- Потери энергии от непроизводительной работы турбокомпрессорных агрегатов
- Основные аналитические зависимости определения крутящего момента на рабочем колесе турбокомпрессора
- Вынужденные колебания ротора турбокомпрессора при облегченной схеме запуска
Введение к работе
Актуальность работы. При подземной добыче руд, а также на горно-обогатительных комбинатах одним из обязательных видов энергии является сжатый воздух. Он используется для работы основных забойных машин и различного вспомогательного оборудования, а также в технологических процессах обогащения полезных ископаемых. По данным ГАК "Укррудпром" на шахтах Кривбасса в 2000 году на каждую тонну добытой руды в среднем было затрачено 160,36 м3 сжатого воздуха.
Производство сжатого воздуха для предприятий с подземной добычей руды является одним из основных источников энергозатрат (около 40 %), без сокращения которых невозможно преодоление энергетических проблем.
В 90-тые годы из-за резкого падения объемов производства был потерян баланс между производимым и потребляемым сжатым воздухом, это привело к повышению непроизводительных потерь связанных со сбросом избытка сжатого воздуха в атмосферу и увеличению количества «пуск - остановок» компрессорных агрегатов, что в свою очередь ведет к повышенному износу оборудования, а следовательно снижению его надежности и долговечности.
В настоящее время вследствие общей тенденции повышения стоимости энергии, даже небольшая экономия ее в течение длительного времени приводит к существенному снижению эксплуатационных затрат. Поэтому все чаще рассматривается вопрос возможности рационального регулирования потребления энергии в соответствии с сезонными, суточными и прочими технологическими циклами.
На основе проведенного анализа было установлено, что одним из наиболее перспективных направлений экономии пневмоэнергии на горнорудных предприятиях является повышение оперативности управления производством сжатого воздуха. Существующие способы регулирования производительности компрессорных станций имеют ряд существенных недостатков: таких как
большие непроизводительные энергетические потери, необходимость в высоких капитальных затратах, и др.
Высокая и продолжающая увеличиваться стоимость сжатого воздуха определяет актуальность данной диссертационной работы. Повышение эффективности эксплуатации компрессорных станций позволит уменьшить энергетические затраты и как следствие снизить себестоимость продукции.
Связь работы с научными программами, планами, темами.
Диссертационная работа выполнена в рамках научно-исследовательской работы 9-И-95 Отделения «Металлические полезные ископаемые» АГН Украины, «Исследование возможности, повышения эффективности эксплуатации пневматических установок железорудных предприятий». Проведение исследований выполнялось по заказу Концерна «Укррудпром».
Цель н задачи исследований. Целью настоящей работы является разработка ресурсосберегающего метода пневмозапуска турбокомпрессорных агрегатов для обеспечения повышения оперативности управления производством сжатого воздуха на центральных компрессорных станциях шахт.
В соответствии с целью работы необходимо решить следующие задачи исследований:
Провести анализ процессов, происходящих при производстве сжатого воздуха.
Определить основные параметры процесса пневмозапуска.
Исследовать амплитудно-частотные характеристики ротора турбокомпрессора при существующем и разработанном способах запуска.
Разработать методику пневмозапуска турбокомпрессорного агрегата.
Разработать и испытать в промышленных условиях установку для облегченного запуска турбокомпрессорного агрегата при помощи сжатого воздуха.
Идея работы. Облегчение запуска за счет предварительного разгона ротора приводного двигателя до подсинхроннои скорости путем перевода компрессора в режим турбины, работающей от внешнего источника сжатого воздуха.
Объект исследований - процесс запуска турбокомпрессорных агрегатов на центральных компрессорных станциях шахт.
Предмет исследований - работа турбокомпрессорного агрегата в режиме пневматической турбины.
Методы исследований. В диссертационной работе использован комплексный метод исследований, который включает библиографический метод исследований, теоретические и экспериментальные исследования, метод статистического анализа, метод операционного исчисления. Проверка результатов теоретических исследований проводилась в лабораторных и промышленных условиях.
Научная новизна полученных результатов:
Установлена аналитическая зависимость крутящего момента на роторе от геометрии проточной части турбокомпрессора и параметров потока сжатого воздуха.
Разработана математическая модель ротора турбокомпрессора и получены аналитические зависимости для расчета вынужденных колебаний системы при различных формах ее нагрузки.
Получена зависимость между расходом сжатого воздуха и характером нарастания углового ускорения при разгоне ротора до подсинхроннои скорости вращения и выбран оптимальный по затратам энергии режим выполнения этой операции.
Научное значение работы заключается:
в разработке методики пневмозапуска турбокомпрессорных агрегатов, которая позволяет повысить эффективность эксплуатации шахтных компрессорных станций;
в определении зависимости крутящего момента на роторе турбокомпрессора от геометрии проточной части и параметров потока сжатого воздуха;
в разработке математической модели и определении влияния осевых сжимающих сил на частотные характеристики ротора турбокомпрессора при осуществлении пневмозапуска, а также установке новых границ рабочей частоты;
в определении зависимости между затратами сжатого воздуха и характером нарастания углового ускорения при разгоне ротора до подсинхроннои скорости вращения.
Практическое значение полученных результатов. На основании проведенных исследований разработан новый ресурсосберегающий метод пневмозапуска в условиях компрессорной станции, который обеспечивает повышение оперативности управления производством сжатого воздуха за счет облегченного запуска турбокомпрессорных агрегатов.
Изготовлена и испытана в промышленных условиях установка, которая была спроектирована по разработанной методике пневмозапуска турбокомпрессорных агрегатов и определены оптимальные параметры этого процесса.
Личный вклад соискателя заключается в формулировке цели, научной новизны и задач исследований; проведении теоретических и экспериментальных исследований; анализе и обработке результатов, касающихся определения оптимальных параметров процесса пневмозапуска турбокомпрессора; разработке методики пневмозапуска для обеспечения оперативности управления производством сжатого воздуха.
В работах, опубликованных в соавторстве, диссертанту принадлежит:
обоснование возможности работы турбокомпрессора в режиме пневматической турбины [55];
сбор информации и обработка полученных результатов [57].
Апробация результатов диссертации. Результаты и основные положения диссертационной работы докладывались и получили одобрение на: научно-практической конференции НИГРИ «Основные направления развития горнопромышленного комплекса (ГПК) Украины в условиях перехода к рыночной экономике» (г. Кривой Рог, 1998), на техническом совете РУ им. Кирова (г. Кривой Рог, 1999), на техническом совете в ГАК "Укррудпром" (г. Кривой Рог, 2000), на техническом совете в ГПИ "Кривбасспроект" (г. Кривой Рог, 2001), Международной научно-технической конференции «Современные пути развития горного оборудования и технологий переработки минерального сырья» НГАУ, посвященной 80-летию механико-машиностроительного факультета (г. Днепропетровск, 2001).
Реализация работы. Результаты диссертационной работы внедрены в виде инженерной "Методики пневмозапуска турбокомпрессорных агрегатов", и технических предложениях на ее разработку, которые одобрены ГАК "Укррудпром", ГПИ "Кривбасспроект", ГП "РУ им. Кирова".
Предложенные технические предложения, которые были внедрены на ГП "РУ им. Кирова" в соответствии с предоставленными рекомендациями, позволили повысить эффективность технологического процесса производства сжатого воздуха и существенно снизить энергетические затраты.
В дальнейшем результаты научных исследований запланировано использовать на центральных компрессорных станциях шахт при разработке и реализации проектов на их реконструкцию либо новое строительство.
Публикации. По теме диссертации опубликовано шесть научных работ (5 статей - в ведущих специализированных изданиях, тезисы доклада на конференции) получен патент Украины на изобретение, которые в полной мере отображают результаты научных исследований.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти разделов, заключения, списка использованных источников и приложений. Общий объем работы составляет 114 страниц машинописного текста, в том числе 23 рисунка, 11 таблиц, список использованных источников из 76 наименований, 4 приложения.
Основные методы регулирования режима работы компрессорной установки
Для повышения эффективности работы центробежных компрессорных установок необходимо согласование их газодинамических характеристик с меняющимися в процессе эксплуатации характеристиками внешней сети. С этой целью применяют различные методы регулирования. Все способы регулирования центробежных компрессорных установок можно разделить на две группы. К первой группе относятся способы изменения характеристик внешней сети (по отношению к компрессору), ко второй - способы непосредственного изменения характеристик компрессорной установки. Схема, отражающая классификацию известных к настоящему времени методов и основных способов регулирования режимов работы центробежных компрессорных установок представлена на рис. 1.1 [34]. Соответственно: 1 - дросселирование на нагнетании; 2 - дросселирование на всасывании; 3 - перепуск (байпасирование); 4 - комбинированные способы; 5 — регулируемый электропривод; 6 — гидро - и электромагнитные муфты; 7 - вариаторы. Характеристика сети может быть легко изменена введением в нее дополнительного сопротивления на выходе из компрессора, так называемое дросселирование на нагнетании рис. 1.2а [34]. Этот способ регулирования ранее был распространен благодаря своей простоте. Однако дросселирование на нагнетании приводит к росту напора компрессора и конечного давления перед дросселем до величины Р2, а следовательно, Р и V - соответственно давление и объемный расход за выходным патрубком I - характеристика сети; II - характеристика сети при дросселировании на нагнетании; III - характеристика дроссельного устройства; Xi - исходная характеристика компрессора; Х2 - характеристика компрессора после регулирования; I - исходная рабочая точка компрессора; 2 - рабочая точка компрессора после регулирования. к безвозвратным потерям энергии на дросселе, давление за которым равно Р2 (см. рис. 1.2а). Граница помпажа при этом способе регулирования остается неизменной.
В связи с этим дросселирование на нагнетании может быть рекомендовано лишь для машин небольшой мощности. Более широкое распространение получило регулирование центробежных компрессорных установок дросселированием на всасывании (см. рис. 1.26). При этом способе вследствие расширения на дросселе уменьшается давление газа и остается неизменным объемный расход его перед входным патрубком компрессора при уменьшении массной производительности. Кроме того, сохраняется неизменной кинематика потока в ступенях, что способствует уменьшению потерь и отодвигает границу помпажа в сторону меньших производительностей. Для традиционно применяемых в стационарных компрессорах конструкций рабочих колес, выигрыш в КПД при дросселировании на всасывании в области обычных степеней повышения давления достигает 5 - 8 % по сравнению с дросселированием на нагнетании [34]. При работе компрессорной установки на герметический замкнутый контур с точки зрения экономии мощности безразлично, где установлено дроссельное устройство - перед компрессором или за ним. Следует отметить, что любое дросселирование в сети с целью изменения характеристики компрессора приводит к перерасходу энергии по сравнению с потреблением ее компрессорной установкой, специально спроектированной для конкретных условий работы. Потери мощности и эксплуатационные затраты при регулировании дросселировании - наивысшие по сравнению с другими способами (кроме регулирования перепуском), а капитальные и затраты на обслуживание — наименьшие. Изменить характеристику сети можно также перепуском (байпасирова-нием) части газа из нагнетательного патрубка во всасывающий по дополнительному трубопроводу снабженному дроссельным устройством. В воздушных компрессорных установках часть воздуха после нагнетательного патрубка может быть сброшена в атмосферу. В результате этого потребитель получает уменьшенное по сравнению с номинальной производительностью компрессора количество газа при требуемом давлении. Увеличение количества перепускаемого через байпасную линию газа для компрессора, в сущности, равнозначно уменьшению сопротивления внешней сети. Экономичность этого способа регулирования, как правило, ниже, чем при дросселировании и зависит от глубины регулирования и характеристики турбомапшны. Представляют интерес используемые в практике комбинированные способы изменения характеристик сети, включающие одновременно дросселирование и перепуск газа. В зависимости от требований потребителя и частоты периодов максимальных и минимальных расходов возможны следующие комбинации. При изменении характеристик сети с помощью способа дросселирование - перепуск в начальный период дросселированием на всасывании можно плавно изменять производительность компрессорной установки от 100 до 50% номинальной величины. При этом потребляемая компрессором мощность снижается. По достижению нижнего предела этого диапазона постепенно открывают перепускной клапан на байпасном трубопроводе, с этого момента потребляемая компрессором мощность остается постоянной при любом дальнейшем плавном снижении производительности установки [34].
Потери энергии от непроизводительной работы турбокомпрессорных агрегатов
Потери энергии от непроизводительной работы турбо-компрессорных агрегатов. Наряду с динамикой по годам исследовалось с использованием аппаратурных и иных средств текущее энергопотребление компрессорных станций, обслуживающих горнорудные предприятия Кривбасса. Это позволило выявить два основных источника энергозатрат, связанных с нарушением температурного режима турбокомпрессора и с утечками сжатого воздуха в атмосферу [55-57].
Было установлено, что условия эксплуатации компрессоров горных предприятий характеризуются недостаточным промежуточным охлаждением, в результате чего конечная температура сжатого воздуха превышает паспортную в среднем на 40 С. Это главным образом связано с использованием на компрессорных станциях охлаждающей воды без специальной ее подготовки. В результате имеет место быстрое снижение эффективности работы холодильников из-за образования на поверхностях охлаждения слоя накипи, удаление которой весьма трудоемко [26, 60].
Наряду с утечками сжатого воздуха в распределительных сетях шахтных пневматических установок (нарушение целости труб и герметичности их соединений, несовершенство конструкции арматуры и т. п.) довольно большие энергетические потери при работе компрессора связаны с частичным или полным выбросом сжатого воздуха в атмосферу через выпускной клапан. Это имеет место при частичной разгрузке компрессора или полном переводе его на холостой режим работы.
Частичная разгрузка, предупреждающая автоматическое срабатывание антипомпажной защиты, производится при уменьшении количества потребляемого из сети воздуха, что регистрируется по повышению его давления. Такая ситуация возникает при случайном или периодическом одновременном отключении от сети большого количества оборудования потребляющего сжатый воздух. Перевод компрессора на некоторое непродолжительное время в режим холостого хода является альтернативой сложным операциям остановки и последующего пуска, используется при плавном отключении потребителей, ремонтных работах на воздухопроводных сетях, ограничениях по потреблению электроэнергии и в других случаях [59-70].
Для определения энергетических потерь от непроизводительной работы компрессоров собирался и анализировался статистический материал по периодичности и продолжительности режимов антипомпажной защиты и холостого хода. При этом использовались документальные источники за годовой период времени, а также экспертные оценки, поскольку режимы частичной разгрузки на всасывающем патрубке документально не регистрируются.
При обработке собранного материала в конечном итоге рассчитывались непроизводительные годовые затраты электроэнергии на производство сжатого воздуха [58]. Для холостых режимов работы компрессоров, когда вся затрачиваемая электроэнергия(\х) непроизводительна, соответствующий расчет выполнялся согласно зависимости К — среднее взвешенное количество одновременно работающих в холостом режиме компрессоров. Собранные исходные данные и результаты вычислений рассмотренного режима работы компрессоров приведены в табл. 1.3. Как видно из таблицы, работа турбокомпрессорных установок на холостом режиме, который является альтернативой сложным операциям пуска-остановки компрессора, непроизводительно потребляет более 15000 МВт-ч электроэнергии в год. Кроме этого частые остановки и запуски турбокомпрессоров в выходные дни, с целью экономии электроэнергии как было сказано выше (см. п. 1.3.1.) отрицательно влияют на надежность и долговечность всего компрессорного оборудования. Эти обстоятельства послужили поводом для поиска новых более экономичных способов управления режимами работы компрессорных станций. Анализ эксплуатации турбокомпрессоров позволил сделать следующие выводы: 1. Запуск турбокомпрессора является наиболее ответственным периодом эксплуатации компрессорной установки. 2. Тяжелый запуск компрессорного агрегата негативно сказывается на его надежности, а следовательно долговечность компрессора и его основных элементов в значительной степени определяется количеством пусков. 3. Существующие способы запуска турбокомпрессора имеют ряд существенных недостатков, описанных выше. 4. Негативные последствия запуска турбокомпрессора могут быть в значительной мере ослаблены путем обеспечения более плавного и длительного разгона ротора до подсинхронного числа оборотов. 5. Очевидно, что облегчение операции запуска турбокомпрессора позволит решить важную хозяйственную задачу, связанную с одной стороны с повышением долговечности оборудования, а с другой - с экономией энергоресурсов.
Основные аналитические зависимости определения крутящего момента на рабочем колесе турбокомпрессора
При рассмотрении движения потока газа через решетку центробежного колеса будем исходить из идеальных условий, предполагающих: параллельное огибание профиля лопатки, отсутствие трения, утечек и других неизбежных в реальных условиях потерь. Кроме того, полагаем возможным пренебречь изменением плотности газа в потоке. В качестве исходных данных расчета принимаются размеры колеса, геометрия проточных частей, расход воздуха и направление его входа в колесо.
Определению же подлежит крутящий момент, возникающий на рабочем колесе при движении потока газа от его центра к периферии. План скоростей потока вблизи входных и выходных кромок лопаток рабочего колеса представлен на рис. 2.1 [55]. ШступающиЙ в колесо воздух имеет на входе абсолютную скорость Cj, заданную по направлению углом ос ь а по значению равным рабочего колеса -внутренний диаметр колеса, м; Ъ - ширина проточной части, м. Вследствие вращения колеса скорость газа при входе в каналы рабочих лопаток относительно стенок этих каналов будет иметь другую величину и направление. Произведя геометрическое вычисление окружной скорости Щ, го абсолютной скорости С\ получим относительную скорость Си\. Выражения для определения модуля вектора Си\ и его аргумента имеют вид: где Pi - угол входа потока в каналы рабочих лопаток. В общем случае направление относительной скорости не совпадает с входным углом лопаток { Р\ Д) и соответственно имеют место потери скоро 43 сти, связанные с ударным входом потока в рабочее колесо. Пренебрегая этими потерями примем, что скорость движения потока газа относительно лопатки на входе в межлопаточный канал составит й ! = Cux = д/и + с2 - 2 их с\ cos ах . (2.3) При движении вследствие кривизны канала поток меняет свое направление и покидает лопатки с относительной скоростью oj2 под углом fa к плоскости диска. Причем в результате радиального расширения канала, неизбежного в центробежном рабочем колесе при постоянном поперечном сечении лопаток, скорость со2 будет меньше скорости (О} и составит где D - внешний диаметры колеса. В формировании силы действующей на лопатки в результате искривления потока непосредственное участие, принимают лишь те составляющие скоростей а ! и а 2, которые параллельны выбранному направлению силы. Поскольку задачей выкладок является определение крутящего момента, то направление силы принимаем нормальным к радиусу колеса. Тогда соответствующие составляющие входной и выходной относительной скорости находятся как проекции на окружные скорости и і и щ. Здесь знаки «-» указывают лишь на то, что составляющие направлены против окружных скоростей колеса и поэтому далее &и1 и бР будем учитывать только по абсолютным величинам а и 1 = \а , cos fi! I; Ф и 2 = \а 2 cos /? 21. (2.5)
Теперь определим окружное усилие на колесе, развиваемое в результате изменения направления потока в межлопаточных каналах, которое составит где Qe - весовой расход воздуха кг/с; р - плотность воздуха при заданных условиях, кг/мэ. Поскольку найденное окружное усилие относится к среднему радиусу межлопаточных каналов, то для крутящего момента развиваемого на колесе имеем Используя, полученные раннее зависимости, окончательную формулу для определения крутящего момента на центробежном рабочем колесе запишем в виде Настоящая формула описывает идеальные условия работы колеса центробежной турбины и использование ее для расчета реальной системы невозможно без соответствующей корректировки. Корректировка заключается в учете потерь полезной энергии потока газа, обусловленных трением, ударами и завихрением, а главное непараллельным обтеканием профиля лопаток. Последнее обстоятельство зависит от пгарины лопаточных каналов и соответственно числа рабочих лопаток в колесе. Поскольку опыт эксплуатации центробежных турбин отсутствует, указанные потери могут быть оценены только на основе постановки специальных экспериментов. Раскручивание ротора при запуске турбокомпрессорного агрегата до номинальной частоты вращения требует преодоления соответствующих моментов инерции. Поскольку величина момента инерции пропорциональна угловому ускорению, то равновесие его с крутящим моментом, развиваемым электродвигателем и определяет динамику разгона ротора. Перевод компрессора с режима холостого хода на рабочий режим сопровождается ступенчатым повышением нагрузок и соответствующими переходными динамическими процессами. Исследование динамики процесса запуска турбокомпрессорного агрегата и выхода его на рабочий режим выполнялось путем регистрации и анализа изменений активной мощности, потребляемой приводным синхронным электродвигателем. Для этого в цепь управления электродвигателем устанавливался самопишущий ваттметр типа Н 3095 класс точности 1,5 %, с вторичным напряжением 100 В и током 5 А. Соответственно ваттметр включался через измерительные трансформаторы тока и напряжения, согласно схеме рис. 2.2. Запись мощности производилась, начинаясь с момента пуска компрессора и далее до выхода на рабочий режим. При этом на ленте самописца ваттметра делались отметки соответствующие времени закрытия противопомпажного клапана и открывания дроссельной заслонки. Одновременно с записью активной мощности приводного электродвигателя турбокомпрессора, регистрировались температура и давление сжатого воздуха на промежуточных ступенях охлаждения и после концевого охладителя. Указанные работы выполнялись на компрессорах К-250-61-1 (ЦГОК) и К-500-61-1 (РКСЦВ-3). Поскольку в обоих случаях на момент выполнения измерений давление в магистральном трубопроводе было незначительным ( 0,ЗМПа) зарегистрированный режим работы компрессора на сеть не отвечал обычным условиям эксплуатации. Поэтому для анализа полученная картина дополнялась мощностью рабочего режима, зарегистрированной отдельно при давлении в магистральном трубопроводе Рм= 0,8 МПа.
Вынужденные колебания ротора турбокомпрессора при облегченной схеме запуска
В результате проведенных теоретических и экспериментальных исследований были установлены оптимальные параметры для облегченного запуска приводного электродвигателя компрессорного агрегата за счет предварительного раскручивания ротора электродвигателя сжатым воздухом от других работающих компрессорных агрегатов. В аналитической форме при осуществлении способа пневмозапуска зависимость изменения силы от времени будет иметь вид Используя зависимость коэффициента динамичности от времени, находим значения максимального коэффициента динамичности в зависимости от величины «к» и времени to Анализ полученных зависимостей показывает, что величина максимального коэффициента динамичности существенным образом зависит от времени to и коэффициента «к». На рис. 3.5, приведены зависимости коэффициентов динамичности от времени, при существующем способе запуска турбокомпрессора (а) и при облегченном (б) [72]. Расчеты производились для случая когда система имеет одну степень свободы с частотой собственных колебаний равной частоте основного тона. ( =278,7 1.
Анализ полученных зависимостей показывает, что при осуществлении запуска турбокомпрессора путем предварительного разгона ротора турбины воздушным потоком максимальный коэффициент динамичности ц в случае (б) существенно снижается и составляет 1,05. Конструктивные особенности центробежных компрессоров и их работа с высокими показателями производительности и давлений рабочей среды обуславливает высокий уровень осевых сил. А это в свою очередь приводит к изменению собственной частоты колебания системы [74]. Результирующее действие газодинамических сил определяется на основании предположения, что на стенки дисков рабочих колес действует давление, распределяемое по параболическому закону со—угловая скорость колеса; г - текущий радиус; йг - радиус колеса. Однако ряд исследований [75], показал, что на ступенях концевого типа картина распределения давления по сторонам диска существенно зависит от величины протечек уплотнений. В общем, виде с учетом протечек распределение давления по дискам колес определяется по формуле где АР а, - давление, обусловленное центробежными силами; АР о - давление, вызванное переносом количества движения; АР% - давление, вызванное трением в радиальном течении задискового пространства рабочего колеса. Для снижения действующего осевого давления разработаны различные методы, а именно применение разгрузочного поршня, образование разгрузочных полостей для снижения давления Р2, а также уменьшения закрутки потока в задисковых камерах и др. [74-76]. Предлагаемые методы снижают осевое давление, но полностью не исключается, а усилие на вал ротора компрессора при этом практически остается постоянным. В связи с этим необходимо провести исследования по установлению влияния осевого усилия на частотные характеристики ротора компрессора. Уравнение кривой прогиба под действием сжимающей силы будет иметь вид
