Центробежный компрессор

Центробежные компрессоры , иногда называемые импеллерными компрессорами или радиальными компрессорами , представляют собой подкласс динамических осесимметричных турбомашин , поглощающих работу . ^[1]

Они достигают повышения давления путем добавления энергии к непрерывному потоку жидкости через ротор/рабочее колесо. Уравнение в следующем разделе показывает этот удельный энергетический ввод. Значительная часть этой энергии является кинетической, которая преобразуется в увеличенную потенциальную энергию/статическое давление путем замедления потока через диффузор. Повышение статического давления в рабочем колесе может примерно равняться повышению в диффузоре.

Компоненты простого центробежного компрессора

Простая ступень центробежного компрессора состоит из четырех компонентов (перечисленных в порядке сквозного потока): впуск, рабочее колесо/ротор, диффузор и коллектор. ^[1] На рисунке 1.1 показан каждый из компонентов пути потока, при этом поток (рабочий газ) входит в центробежное рабочее колесо аксиально слева направо. Это турбовальное (или турбовинтовое) рабочее колесо вращается против часовой стрелки, если смотреть вниз по потоку в компрессор. Поток будет проходить через компрессоры слева направо.

Впускной

Самый простой вход в центробежный компрессор обычно представляет собой простую трубу. В зависимости от его использования/применения входы могут быть очень сложными. Они могут включать в себя другие компоненты, такие как впускной дроссельный клапан, закрытый порт, кольцевой воздуховод (см. Рисунок 1.1), раздвоенный воздуховод, неподвижные направляющие лопатки/аэродинамические профили, используемые для выпрямления или завихрения потока (см. Рисунок 1.1), подвижные направляющие лопатки (используются для регулируемого изменения предварительной завихрения). Входы компрессора часто включают в себя приборы для измерения давления и температуры с целью контроля производительности компрессора.

Принцип гидродинамики Бернулли играет важную роль в понимании безлопастных стационарных компонентов, таких как входное отверстие. В инженерных ситуациях, предполагающих адиабатический поток , это уравнение можно записать в виде:

Уравнение-1.1

\left(\left({\frac {v^{2}}{2}}\right)+\left({\frac {\gamma }{\gamma -1}}\right){\frac {p}{\rho }}\right)_{0}=\left(\left({\frac {v^{2}}{2}}\right)+\left({\frac {\gamma }{\gamma -1}}\right){\frac {p}{\rho }}\right)_{1}

где:

$0$ — вход компрессора, станция 0
$1$ — вход рабочего колеса, станция 1
$p$ — давление
$ρ$ — плотность , которая указывает на то, что она является функцией давления $\rho ({\tilde {p}})$
$v$ это скорость потока
$γ$ — отношение удельных теплоёмкостей жидкости

Центробежное рабочее колесо

Идентифицирующим компонентом ступени центробежного компрессора является ротор центробежного рабочего колеса. Рабочие колеса проектируются во многих конфигурациях, включая «открытые» (видимые лопатки), «закрытые или окутанные», «с разделителями» (каждый второй индуктор удален) и «без разделителей» (все полные лопатки). На рисунках 0.1, 1.2.1 и 1.3 показаны три различных ротора открытого полного индуктора с чередующимися полными лопатками/лопатками и более короткими разделительными лопатками/лопатками. Как правило, принятая математическая номенклатура относится к передней кромке рабочего колеса с нижним индексом 1. Соответственно, задняя кромка рабочего колеса обозначается нижним индексом 2.

По мере того, как рабочий газ/поток проходит через рабочее колесо от станций 1 до 2, кинетическая и потенциальная энергия увеличиваются. Это идентично осевому компрессору, за исключением того, что газы могут достигать более высоких уровней энергии через увеличивающийся радиус рабочего колеса. Во многих современных высокоэффективных центробежных компрессорах газ, выходящий из рабочего колеса, движется со скоростью, близкой к скорости звука.

Большинство современных высокоэффективных импеллеров используют «обратную стреловидность» в форме лопасти. ^[2]^[3]^[4]

Выводом общих уравнений Эйлера (гидродинамика) является уравнение Эйлера для насоса и турбины , которое играет важную роль в понимании работы рабочего колеса. Это уравнение можно записать в виде:

Уравнение 1.2 (см. рисунки 1.2.2 и 1.2.3, иллюстрирующие треугольники скорости рабочего колеса)

E=\left({\frac {u_{2}}{2g}}-{\frac {u_{1}}{2g}}\right)+\left({\frac {w_{2}}{2g}}-{\frac {w_{1}}{2g}}\right)+\left({\frac {c_{2}}{2g}}-{\frac {c_{1}}{2g}}\right)

где:

$1$ индекс 1 — передняя кромка рабочего колеса (вход), станция 1
$2$ индекс 2 — задняя кромка рабочего колеса (выпуск), станция 2
$E$ — энергия, добавленная к жидкости
$g$ — ускорение свободного падения
$u$ — окружная скорость рабочего колеса, единицы скорости
$w$ - скорость потока относительно рабочего колеса, единицы скорости
$c$ - абсолютная скорость потока относительно неподвижной, единицы скорости

Рис.1.2.2 - Треугольники входной скорости для рабочего колеса центробежного компрессора
Рис.1.2.3 - Треугольники выходной скорости для рабочего колеса центробежного компрессора

Диффузор

Следующий компонент, расположенный ниже по потоку от рабочего колеса в простом центробежном компрессоре, может быть диффузором. ^[5]^[4] Диффузор преобразует кинетическую энергию потока (высокую скорость) в увеличенную потенциальную энергию (статическое давление) путем постепенного замедления (диффузии) скорости газа. Диффузоры могут быть безлопаточным, лопаточным или чередующейся комбинацией. Высокоэффективные лопаточные диффузоры также проектируются для широкого диапазона твердости от менее 1 до более 4. Гибридные версии лопаточных диффузоров включают клиновые (см. рисунок 1.3), канальные и трубчатые диффузоры. Некоторые турбокомпрессоры не имеют диффузора. Общепринятая номенклатура может ссылаться на переднюю кромку диффузора как на станцию 3, а на заднюю кромку как на станцию 4.

Принцип гидродинамики Бернулли играет важную роль в понимании производительности диффузора. В инженерных ситуациях, предполагающих адиабатический поток, это уравнение можно записать в виде:

Уравнение-1.3

\left(\left({\frac {v^{2}}{2}}\right)+\left({\frac {\gamma }{\gamma -1}}\right){\frac {p}{\rho }}\right)_{2}=\left(\left({\frac {v^{2}}{2}}\right)+\left({\frac {\gamma }{\gamma -1}}\right){\frac {p}{\rho }}\right)_{4}

где:

$2$ — входное отверстие диффузора, станция 2
$4$ - выход диффузора, станция 4
(см. вступление выше.)

Коллекционер

Коллектор центробежного компрессора может иметь множество форм и видов. ^[5]^[4] Когда диффузор разряжается в большую пустую окружную (постоянной площади) камеру, коллектор можно назвать пленумом . Когда диффузор разряжается в устройство, которое выглядит как раковина улитки, бычий рог или валторна, коллектор, скорее всего, будет называться улиткой или спиралью .

Когда диффузор выходит в кольцевой изгиб, коллектор может называться входом в камеру сгорания (как используется в реактивных двигателях или газовых турбинах) или возвратным каналом (как используется в многоступенчатом компрессоре в режиме онлайн). Как следует из названия, цель коллектора — собрать поток из выпускного кольца диффузора и доставить этот поток вниз по потоку в любой компонент, который требуется для приложения. Коллектор или выпускная труба могут также содержать клапаны и приборы для управления компрессором. В некоторых приложениях коллекторы будут рассеивать поток (преобразуя кинетическую энергию в статическое давление) гораздо менее эффективно, чем диффузор. ^[6]

Уравнение-1.4

\left(\left({\frac {v^{2}}{2}}\right)+\left({\frac {\gamma }{\gamma -1}}\right){\frac {p}{\rho }}\right)_{4}=\left(\left({\frac {v^{2}}{2}}\right)+\left({\frac {\gamma }{\gamma -1}}\right){\frac {p}{\rho }}\right)_{5}

где:

$4$ — входное отверстие диффузора, станция 4
$5$ - выход диффузора, станция 5
(см. вступление выше.)

Исторический вклад, пионеры

За последние 100 лет прикладные ученые, включая Стодолу (1903, 1927–1945), ^[7] Пфляйдерера (1952), ^[8] Хоторна (1964), ^[9] Шеперда (1956), ^[1] Лакшминараяну (1996), ^[10] и Джапиксе (множество текстов, включая цитаты), ^[2]^[11]^{[ необходима цитата ]}^[12], обучили молодых инженеров основам турбомашиностроения. Эти знания применимы ко всем динамическим, непрерывно-поточным, осесимметричным насосам, вентиляторам, воздуходувкам и компрессорам в осевых, смешанных и радиально-центробежных конфигурациях.

Эта связь является причиной того, что достижения в области турбин и осевых компрессоров часто находят свое применение в других турбомашинах, включая центробежные компрессоры. Рисунки 2.1 и 2.2 иллюстрируют область турбомашин с метками, показывающими центробежные компрессоры. ^[13]^[14] Улучшения в центробежных компрессорах не были достигнуты посредством крупных открытий. Скорее, улучшения были достигнуты посредством понимания и применения дополнительных фрагментов знаний, обнаруженных многими людьми.

Аэродинамическо-термодинамическая область

Рисунок 2.1 – Аэротермическая область турбомашиностроения

Рисунок 2.1 (показан справа) представляет аэротермическую область турбомашин. Горизонтальная ось представляет уравнение энергии, выведенное из первого закона термодинамики . ^[1]^[14] Вертикальная ось, которая может быть охарактеризована числом Маха, представляет диапазон сжимаемости жидкости (или упругости). ^[1]^[14] Ось Z, которая может быть охарактеризована числом Рейнольдса , представляет диапазон вязкостей жидкости (или липкости). ^[14] Математики и физики, заложившие основы этой аэротермической области, включают: ^[15]^[16] Исаак Ньютон , Даниил Бернулли , Леонард Эйлер , Клод-Луи Навье , Джордж Стокс , Эрнст Мах , Николай Егорович Жуковский , Мартин Кутта , Людвиг Прандтль , Теодор фон Карман , Пауль Рихард Генрих Блазиус и Анри Коанда .

Физико-механическая область

Рисунок 2.2 – Физическая область турбомашиностроения

Рисунок 2.2 (показан справа) представляет физическую или механическую область турбомашин. Опять же, горизонтальная ось представляет уравнение энергии с турбинами, генерирующими мощность слева, и компрессорами, поглощающими мощность справа. ^[1]^[14] В физической области вертикальная ось различает высокие и низкие скорости в зависимости от применения турбомашины. ^[1]^[14] Ось Z различает геометрию осевого потока и геометрию радиального потока в физической области турбомашины. ^[1]^[14] Подразумевается, что турбомашины со смешанным потоком находятся между осевым и радиальным. ^[1]^[14] Ключевыми авторами технических достижений, которые продвинули практическое применение турбомашин, являются: ^[15]^[16] Дени Папен , ^[17] Кернельен Ле Демур, Дэниел Габриэль Фаренгейт , Джон Смитон, доктор ACE Рато, ^[18] 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 исторических вкладов

Сходства турбомашин

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

Сходства с осевым компрессором

Центробежные компрессоры похожи на осевые компрессоры тем, что они представляют собой вращающиеся компрессоры на основе аэродинамического профиля. Оба показаны на соседней фотографии двигателя с 5 ступенями осевых компрессоров и одной ступенью центробежного компрессора. ^[10] Первая часть центробежного рабочего колеса выглядит очень похожей на осевой компрессор. Эта первая часть центробежного рабочего колеса также называется индуктором . Центробежные компрессоры отличаются от осевых, поскольку они используют значительное изменение радиуса от входа до выхода рабочего колеса, чтобы производить гораздо большее повышение давления на одной ступени (например, 8 ^[19] в серии вертолетных двигателей Pratt & Whitney Canada PW200 ), чем это делает осевая ступень. Немецкий экспериментальный двигатель Heinkel HeS 011 1940-х годов был первым авиационным турбореактивным двигателем, имевшим ступень компрессора с радиальным потоком, поворачивающимся частично между нулевым для осевого и 90 градусами для центробежного. Он известен как компрессор смешанного/диагонального потока. Диагональная ступень используется в серии малых турбовентиляторных двигателей Pratt & Whitney Canada PW600 .

Центробежный вентилятор

Низкоскоростной, низконапорный центробежный компрессор или центробежный вентилятор с направленным вверх выпускным конусом, используемый для рассеивания скорости воздуха.

Центробежные компрессоры также похожи на центробежные вентиляторы , показанные на соседнем рисунке, поскольку они оба увеличивают энергию потока за счет увеличения радиуса. ^[1] В отличие от центробежных вентиляторов, компрессоры работают на более высоких скоростях, чтобы создавать большее повышение давления. Во многих случаях инженерные методы, используемые для проектирования центробежного вентилятора, такие же, как и для проектирования центробежного компрессора, поэтому они могут выглядеть очень похожими.

Для обобщения и определения можно сказать, что центробежные компрессоры часто имеют увеличение плотности более 5 процентов. Кроме того, они часто испытывают относительные скорости жидкости выше числа Маха 0,3 ^[20] , когда рабочей жидкостью является воздух или азот. Напротив, вентиляторы или воздуходувки часто считаются имеющими увеличение плотности менее пяти процентов и пиковые относительные скорости жидкости ниже числа Маха 0,3.

Вентилятор с короткозамкнутым ротором

Низкоскоростной вентилятор низкого давления, используемый для вентиляции HVAC.

Беличье-замкнутые вентиляторы в основном используются для вентиляции. Поле потока в этом типе вентилятора имеет внутреннюю рециркуляцию. Для сравнения, центробежный вентилятор является однородным по окружности.

Центробежный насос

Центробежные компрессоры также похожи на центробежные насосы ^[1] того типа, который показан на соседних рисунках. Ключевое различие между такими компрессорами и насосами заключается в том, что рабочая жидкость компрессора — газ (сжимаемый), а рабочая жидкость насоса — жидкость (несжимаемая). Опять же, инженерные методы, используемые для проектирования центробежного насоса, те же самые, что и для проектирования центробежного компрессора. Тем не менее, есть одно важное отличие: необходимость борьбы с кавитацией в насосах.

Радиальная турбина

Центробежные компрессоры также очень похожи на своего турбомашинного аналога — радиальную турбину , как показано на рисунке. В то время как компрессор передает энергию потоку для повышения его давления, турбина работает в обратном направлении, извлекая энергию из потока, тем самым снижая его давление. ^{[ необходима цитата ]} Другими словами, мощность подается на компрессоры и выводится из турбин.

Турбомашиностроение с использованием центробежных компрессоров

Стандарты

По мере того, как турбомашины становились все более распространенными, были созданы стандарты, призванные направлять производителей, чтобы гарантировать конечным пользователям, что их продукция соответствует минимальным требованиям безопасности и производительности. Ассоциации, созданные для кодификации этих стандартов, полагаются на производителей, конечных пользователей и соответствующих технических специалистов. Частичный список этих ассоциаций и их стандартов приведен ниже:

Американское общество инженеров-механиков : BPVC , PTC. ^[21]^[22]
Американский институт нефти : API STD 617 8TH ED (E1), API STD 672 5TH ED (2019). ^[23]^[24]
Американское общество инженеров по отоплению, охлаждению и кондиционированию воздуха : Основы справочника. ^[25]
Общество инженеров-автомобилестроителей ^[26]
Институт сжатого воздуха и газа ^[27]
Международная организация по стандартизации ISO 10439, ISO 10442, ISO 18740, ISO 6368, ISO 5389 ^[28]

Приложения

Ниже приведен частичный список применений центробежных компрессоров, каждое из которых снабжено кратким описанием некоторых общих характеристик, которыми обладают эти компрессоры. Для начала этого списка перечислены два наиболее известных применения центробежных компрессоров: газовые турбины и турбокомпрессоры. ^[10]

В газовых турбинах и вспомогательных силовых установках. ^[29] Ссылка на рисунки 4.1–4.2
В своей простой форме современные газовые турбины работают по циклу Брайтона. (см. рис. 5.1) Для обеспечения сжатия используются как осевые, так и центробежные компрессоры. Типы газовых турбин, которые чаще всего включают центробежные компрессоры, включают небольшие авиационные двигатели (т. е. турбовальные, турбовинтовые и турбовентиляторные), вспомогательные силовые установки и микротурбины. Отраслевые стандарты, применяемые ко всем центробежным компрессорам, используемым в самолетах, устанавливаются соответствующими гражданскими и военными сертификационными органами для достижения безопасности и долговечности, требуемых при эксплуатации. Центробежные рабочие колеса, используемые в газовых турбинах, обычно изготавливаются из поковок из титанового сплава. Их лопатки проточного тракта обычно фрезеруются по бокам или точечно на 5-координатных фрезерных станках. Когда рабочие зазоры должны быть как можно меньше без трения рабочего колеса о его кожух, рабочее колесо сначала вытягивается с его высокотемпературной, высокоскоростной деформированной формой, а затем вытягивается в его эквивалентной холодной статической форме для изготовления. Это необходимо, поскольку прогибы рабочего колеса при самых тяжелых условиях эксплуатации могут быть в 100 раз больше, чем требуемый зазор между рабочим колесом и его кожухом при горячем ходе.

В автомобильных двигателях и дизельных двигателях турбокомпрессоры и нагнетатели . ^[30] Ссылка. Рисунок 1.1
Центробежные компрессоры, используемые в сочетании с поршневыми двигателями внутреннего сгорания, известны как турбокомпрессоры, если приводятся в действие выхлопными газами двигателя, и турбонагнетатели, если приводятся в действие двигателем механически. Стандарты, установленные отраслью для турбокомпрессоров, могли быть установлены SAE . ^[26] Идеальные свойства газа часто хорошо подходят для проектирования, испытания и анализа производительности центробежного компрессора турбокомпрессора.

В трубопроводных компрессорах природного газа для перемещения газа от места добычи к потребителю. ^[31]
Центробежные компрессоры для таких целей могут быть одно- или многоступенчатыми и приводиться в действие большими газовыми турбинами. Стандарты, установленные в отрасли (ANSI/API, ASME), предусматривают толстые корпуса для достижения требуемого уровня безопасности. Рабочие колеса часто, если не всегда, имеют закрытый стиль, что делает их очень похожими на рабочие колеса насосов. Этот тип компрессора также часто называют API-стилем . Мощность, необходимая для приведения в действие этих компрессоров, чаще всего составляет тысячи лошадиных сил (л. с.). Использование реальных свойств газа необходимо для надлежащего проектирования, испытания и анализа производительности центробежных компрессоров трубопроводов природного газа.

На нефтеперерабатывающих заводах , заводах по переработке природного газа , нефтехимических и химических заводах . ^[31]
Центробежные компрессоры для таких целей часто являются одновальными многоступенчатыми и приводятся в действие большими паровыми или газовыми турбинами. Их корпуса называются горизонтально-разъемными, если ротор опускается в нижнюю половину во время сборки, или цилиндрическими, если он не имеет продольной линии разъема с вставленным ротором. Стандарты, установленные отраслью (ANSI/API, ASME) для этих компрессоров, приводят к толстым корпусам для достижения требуемого уровня безопасности. Рабочие колеса часто имеют закрытый стиль, что делает их очень похожими на рабочие колеса насосов. Этот тип компрессора также часто называют API-стилем . Мощность, необходимая для привода этих компрессоров, обычно составляет тысячи лошадиных сил. Для надлежащего проектирования, тестирования и анализа их производительности необходимо использовать реальные свойства газа.

Кондиционирование воздуха , охлаждение и HVAC : Центробежные компрессоры довольно часто обеспечивают сжатие в циклах водяных охладителей . ^[32]
Из-за большого разнообразия циклов сжатия пара ( термодинамический цикл , термодинамика ) и большого разнообразия рабочих жидкостей ( хладагентов ) центробежные компрессоры используются в различных размерах и конфигурациях. Использование реальных свойств газа необходимо для правильного проектирования, тестирования и анализа производительности этих машин. Стандарты, установленные отраслью для этих компрессоров, включают ASHRAE, ASME и API.

В промышленности и производстве для подачи сжатого воздуха для всех типов пневматических инструментов . ^[33]
Центробежные компрессоры для таких целей часто многоступенчатые и приводятся в действие электродвигателями. Между ступенями часто требуется промежуточное охлаждение для контроля температуры воздуха. Бригады по ремонту дорог и автомастерские считают, что винтовые компрессоры лучше подходят для их нужд. Стандарты, установленные отраслью для этих компрессоров, включают ASME и государственные нормы, которые подчеркивают безопасность. Соотношения идеального газа часто используются для надлежащего проектирования, тестирования и анализа производительности этих машин. Уравнение Карриера часто используется для работы с влажностью.

В воздухоразделительных установках для производства очищенных конечных газов. ^[33]
Центробежные компрессоры для таких целей часто являются многоступенчатыми, использующими промежуточное охлаждение для контроля температуры воздуха. Стандарты, установленные отраслью для этих компрессоров, включают ASME и правительственные правила, которые подчеркивают безопасность. Идеальные газовые соотношения часто используются для надлежащего проектирования, тестирования и анализа производительности этих машин, когда рабочим газом является воздух или азот. Для других газов требуются реальные газовые свойства.

В нефтяных месторождениях обратная закачка природного газа высокого давления для улучшения нефтеотдачи. ^[31]
Центробежные компрессоры для таких целей часто являются одновальными многоступенчатыми и приводятся в действие газовыми турбинами. При давлении нагнетания, приближающемся к 700 бар, корпуса имеют бочкообразный стиль. Стандарты, установленные отраслью (API, ASME) для этих компрессоров, приводят к большим толстым корпусам для максимальной безопасности. Рабочие колеса часто, если не всегда, имеют закрытый стиль, что делает их очень похожими на рабочие колеса насосов. Этот тип компрессора также часто называют API-стилем . Использование реальных свойств газа необходимо для надлежащего проектирования, тестирования и анализа их производительности.

Теория работы

В случае, когда поток проходит через прямую трубу, чтобы попасть в центробежный компрессор, поток является осевым, равномерным и не имеет завихренности, т. е. вихревого движения. Когда поток проходит через центробежное рабочее колесо, рабочее колесо заставляет поток вращаться быстрее по мере удаления от оси вращения. Согласно форме уравнения гидродинамики Эйлера, известной как уравнение насоса и турбины , энергия, подводимая к жидкости, пропорциональна локальной скорости вращения потока, умноженной на локальную тангенциальную скорость рабочего колеса .

Во многих случаях поток, выходящий из центробежного рабочего колеса, движется со скоростью, близкой к скорости звука . Затем он проходит через стационарный компрессор, заставляя его замедляться. Стационарный компрессор представляет собой воздуховод с увеличивающейся площадью сечения потока, где происходит преобразование энергии. Если поток необходимо повернуть в обратном направлении, чтобы он попал в следующую часть машины, например, в другое рабочее колесо или камеру сгорания, потери потока можно уменьшить, направив поток с помощью стационарных поворотных лопаток или отдельных поворотных труб (трубчатых диффузоров). Как описано в принципе Бернулли , уменьшение скорости приводит к повышению давления. ^[1]

Производительность

Рисунок 5.2 – Пример карты производительности центробежного компрессора

Иллюстрируя цикл Брайтона газовой турбины, ^[15] Рисунок 5.1 включает в себя примеры графиков удельного объема давления и температуры-энтропии. Эти типы графиков имеют основополагающее значение для понимания производительности центробежного компрессора в одной рабочей точке. Два графика показывают, что давление растет между входом компрессора (станция 1) и выходом компрессора (станция 2). В то же время удельный объем уменьшается, а плотность увеличивается. График температуры-энтропии показывает, что температура увеличивается с ростом энтропии (потери). Предполагая сухой воздух, уравнение состояния идеального газа и изоэнтропический процесс, имеется достаточно информации для определения соотношения давлений и эффективности для этой одной точки. Карта компрессора необходима для понимания производительности компрессора во всем его рабочем диапазоне.

Рисунок 5.2, карта производительности центробежного компрессора (тестовая или расчетная), показывает расход, отношение давлений для каждой из 4 линий скорости (всего 23 точки данных). Также включены контуры постоянной эффективности. Производительность центробежного компрессора, представленная в этой форме, дает достаточно информации для сопоставления оборудования, представленного на карте, с простым набором требований конечного пользователя.

По сравнению с оценкой производительности, которая является очень экономически эффективной (и, следовательно, полезной при проектировании), тестирование, хотя и дорогостоящее, по-прежнему является наиболее точным методом. ^[12] Кроме того, тестирование производительности центробежного компрессора очень сложно. Профессиональные общества, такие как ASME (т. е. PTC–10, Fluid Meters Handbook, PTC-19.x), ^[34] ASHRAE ( ASHRAE Handbook ) и API (ANSI/API 617–2002, 672–2007) ^[31]^[33], установили стандарты для подробных экспериментальных методов и анализа результатов испытаний. Несмотря на эту сложность, несколько основных концепций производительности можно представить, изучив пример карты производительности испытаний.

Карты производительности

Коэффициент давления и расход являются основными параметрами ^[15]^[31]^[33]^[34], необходимыми для соответствия карте производительности на рисунке 5.2 простому применению компрессора. В этом случае можно предположить, что температура на входе соответствует стандарту уровня моря. Это предположение неприемлемо на практике, поскольку изменения температуры на входе вызывают значительные изменения производительности компрессора. На рисунке 5.2 показано:

Скорректированный массовый расход: 0,04 – 0,34 кг/с
Общее отношение давлений , на входе и выходе (PR _t-t = P _t,выход /P _t,вход ): 1,0 – 2,6

Как это принято, на рисунке 5.2 горизонтальная ось обозначена параметром потока. Хотя для измерения потока используются различные единицы, все они соответствуют одной из двух категорий:

Массовый расход за единицу времени

Единицы массового расхода, такие как кг/с, являются наиболее простыми для использования на практике, поскольку здесь мало места для путаницы. Оставшиеся вопросы будут включать впуск или выпуск (что может включать утечку из компрессора или конденсацию влаги). Для атмосферного воздуха массовый расход может быть влажным или сухим (включая или исключая влажность). Часто спецификация массового расхода будет представлена на основе эквивалентного числа Маха, . ^[35] Стандартно в этих случаях эквивалентная температура, эквивалентное давление и газ указываются явно или подразумеваются при стандартных условиях. $m{\sqrt {\theta }}/{\delta }$

Объемный расход за единицу времени

Напротив, все спецификации объемного расхода требуют дополнительной спецификации плотности. Принцип гидродинамики Бернулли имеет большое значение для понимания этой проблемы. Путаница возникает либо из-за неточностей, либо из-за неправильного использования давления, температуры и газовых констант.

Также, как это принято, на рисунке 5.2 вертикальная ось обозначена параметром давления. Существует множество единиц измерения давления. Все они соответствуют одной из двух категорий:

A △давление, т.е. увеличение от входа к выходу (измеряется манометром)
Давление нагнетания

Повышение давления можно также определить как отношение, не имеющее единиц измерения:

Соотношение давлений (выход/вход)

Другие общие черты карт производительности:

Линии постоянной скорости

Два наиболее распространенных метода создания карты для центробежного компрессора — при постоянной скорости вала или при постоянной настройке дроссельной заслонки. Если скорость поддерживается постоянной, контрольные точки берутся вдоль линии постоянной скорости путем изменения положений дроссельной заслонки. Напротив, если дроссельный клапан поддерживается постоянным, контрольные точки устанавливаются путем изменения скорости и повторяются с различными положениями дроссельной заслонки (обычная практика газовых турбин). Карта, показанная на рисунке 5.2, иллюстрирует наиболее распространенный метод: линии постоянной скорости. В этом случае мы видим точки данных, соединенные прямыми линиями на скоростях 50%, 71%, 87% и 100% об/мин. Первые три линии скорости имеют по 6 точек каждая, а линия самой высокой скорости имеет пять.

Острова постоянной эффективности

Следующая особенность, которую следует обсудить, — это овальные кривые, представляющие острова постоянной эффективности. На этом рисунке мы видим 11 контуров в диапазоне от 56% эффективности (десятичное значение 0,56) до 76% эффективности (десятичное значение 0,76). Общепринятая стандартная практика заключается в интерпретации этих эффективностей как изэнтропических, а не политропических. Включение островов эффективности фактически генерирует трехмерную топологию для этой двухмерной карты. При указании плотности входного отверстия это обеспечивает дополнительную возможность расчета аэродинамической мощности. Линии постоянной мощности можно было бы так же легко заменить.

Проектирование или гарантийный пункт(ы)

Что касается работы и производительности газовой турбины, то для центробежного компрессора газовой турбины может быть установлен ряд гарантированных точек. Эти требования имеют второстепенное значение по сравнению с общей производительностью газовой турбины в целом. По этой причине необходимо только подвести итог, что в идеальном случае наименьший удельный расход топлива будет иметь место, когда кривая пиковой эффективности центробежного компрессора совпадает с требуемой рабочей линией газовой турбины.

В отличие от газовых турбин, большинство других приложений (включая промышленные) должны соответствовать менее строгим требованиям к производительности. Исторически центробежные компрессоры, применяемые в промышленных приложениях, требовали достижения производительности при определенном расходе и давлении. Современные промышленные компрессоры часто требуются для достижения определенных целей производительности в диапазоне потоков и давлений; таким образом, делая значительный шаг к сложности, наблюдаемой в газовых турбинных приложениях.

Если компрессор, представленный на рисунке 5.2, используется в простом приложении, любая точка (давление и поток) в пределах эффективности 76% обеспечит весьма приемлемую производительность. «Конечный пользователь» был бы очень доволен требованиями к производительности при коэффициенте давления 2,0 при 0,21 кг/с.

Всплеск

Помпаж — явление низкого расхода, когда рабочее колесо не может добавить достаточно энергии для преодоления сопротивления системы или противодавления. ^[36] При работе с низким расходом отношение давлений на рабочем колесе высокое, как и обратное давление системы. В критических условиях поток будет возвращаться обратно через кончики лопаток ротора к глазку рабочего колеса (входу). ^[37] Это останавливающее изменение направления потока может остаться незамеченным, поскольку доля массового расхода или энергии слишком мала. Когда достаточно большое, происходит быстрое изменение направления потока (т. е. помпаж). Обратный поток, выходящий из входа рабочего колеса, демонстрирует сильную вращательную составляющую, которая влияет на углы потока меньшего радиуса (ближе к ступице рабочего колеса) на передней кромке лопаток. Ухудшение углов потока приводит к неэффективности рабочего колеса. Может произойти полное изменение направления потока. (Поэтому помпаж иногда называют осесимметричным срывом.) Когда обратный поток уменьшается до достаточно низкого уровня, рабочее колесо восстанавливается и восстанавливает устойчивость на короткое время, после чего ступень может снова помчаться. Эти циклические события вызывают большие вибрации, повышают температуру и быстро изменяют осевое усилие. Эти явления могут повредить уплотнения ротора, подшипники ротора, привод компрессора и работу цикла. Большинство турбомашин спроектированы так, чтобы легко выдерживать случайные помпаж. Однако, если машина вынуждена многократно помпаживаться в течение длительного периода времени или если она плохо спроектирована, повторяющиеся помпаж может привести к катастрофическому отказу. Особый интерес представляет то, что, хотя турбомашины могут быть очень долговечными, их физическая система может быть гораздо менее надежной.

Линия прилива

Линия всплеска, показанная на рисунке 5.2, представляет собой кривую, проходящую через самые низкие точки потока каждой из четырех линий скорости. В качестве тестовой карты эти точки будут самыми низкими точками потока, которые можно записать для получения стабильных показаний в испытательном центре/стенде. Во многих промышленных приложениях может потребоваться увеличить линию срыва из-за противодавления системы. Например, при 100% RPM поток срыва может увеличиться приблизительно с 0,170 кг/с до 0,215 кг/с из-за положительного наклона кривой отношения давлений.

Как было сказано ранее, причина этого в том, что высокоскоростная линия на рисунке 5.2 демонстрирует характеристику срыва или положительный наклон в этом диапазоне потоков. При размещении в другой системе эти более низкие потоки могут быть недостижимы из-за взаимодействия с этой системой. Математически доказано, что сопротивление системы или неблагоприятное давление являются критическим фактором, способствующим помпажу компрессора.

Линия максимального расхода против штуцера

Заслонка возникает при одном из двух условий. Обычно для высокоскоростного оборудования, по мере увеличения потока, скорость потока может приближаться к звуковой скорости где-то в пределах ступени компрессора. Это место может находиться на входе в рабочее колесо «горловина» или на входе в лопаточный диффузор «горловина». Напротив, для низкоскоростного оборудования, по мере увеличения потока, потери увеличиваются, так что отношение давлений в конечном итоге падает до 1:1. В этом случае возникновение засора маловероятно.

Линии скорости центробежных компрессоров газовых турбин обычно демонстрируют дроссель. Это ситуация, когда отношение давлений линии скорости быстро падает (вертикально) с небольшим или нулевым изменением потока. В большинстве случаев причина этого заключается в том, что где-то в пределах рабочего колеса и/или диффузора были достигнуты скорости, близкие к числу Маха 1, что привело к быстрому увеличению потерь. Центробежные компрессоры турбокомпрессоров с более высоким отношением давления демонстрируют это же явление. Реальные явления дросселирования являются функцией сжимаемости, измеряемой локальным числом Маха в пределах ограничения области в пределах ступени центробежного давления.

Линия максимального расхода, показанная на рисунке 5.2, представляет собой кривую, проходящую через самые высокие точки расхода каждой линии скорости. При осмотре можно заметить, что каждая из этих точек была взята около 56% эффективности. Выбор низкой эффективности (<60%) является наиболее распространенной практикой, используемой для завершения карт производительности компрессора при высоких потоках. Другим фактором, который используется для установления линии максимального расхода, является отношение давлений, близкое или равное 1. Линия скорости 50% может считаться примером этого.

Форма линий скорости на рисунке 5.2 дает хороший пример того, почему нецелесообразно использовать термин «дроссель» в сочетании с максимальным потоком всех линий скорости центробежного компрессора. Подводя итог, можно сказать, что большинство промышленных и коммерческих центробежных компрессоров выбираются или проектируются для работы на максимальном или близком к нему КПД и избегают работы на низком КПД. По этой причине редко возникает необходимость иллюстрировать производительность центробежного компрессора с КПД ниже 60%.

На многих промышленных и коммерческих картах производительности многоступенчатых компрессоров наблюдается та же вертикальная характеристика по другой причине, связанной с так называемым стекированием ступеней.

Другие эксплуатационные ограничения

Минимальная рабочая скорость: Минимальная скорость для приемлемой работы. Ниже этого значения компрессор может остановиться или перейти в режим «холостого хода».
Максимально допустимая скорость: Максимальная рабочая скорость компрессора. За пределами этого значения напряжения могут превысить установленные пределы, а вибрации ротора могут быстро возрасти. На скоростях выше этого уровня оборудование, скорее всего, станет очень опасным и будет контролироваться на более низких скоростях.

Анализ размеров

Чтобы взвесить преимущества центробежных компрессоров, важно сравнить 8 параметров классических и турбомашинных. А именно, повышение давления (p), расход (Q), угловую скорость (N), мощность (P), плотность (ρ), диаметр (D), вязкость (μ) и эластичность (e). Это создает практическую проблему при попытке экспериментально определить влияние любого одного параметра. Это связано с тем, что практически невозможно изменить один из этих параметров независимо.

Метод процедуры, известный как теорема Букингема π, может помочь решить эту проблему, генерируя 5 безразмерных форм этих параметров. ^[1]^{[ необходима цитата ]}^[16] Эти параметры Pi обеспечивают основу для «подобия» и «законов сродства» в турбомашиностроении. Они обеспечивают создание дополнительных соотношений (будучи безразмерными), которые оказались ценными при характеристике производительности.

В приведенном ниже примере давление будет заменено напором, а упругость — скоростью звука.

Теорема Букингема Π

В данной процедуре для турбомашин используются три независимых измерения:

$М$ масса (сила является альтернативой)
$L$ длина
$Т$ время

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

Классическое подобие турбомашины

Выполнение задачи следования формальной процедуре приводит к созданию этого классического набора из пяти безразмерных параметров для турбомашин. ^[1] Полное подобие достигается, когда каждый из 5 параметров Pi эквивалентен при сравнении двух различных случаев. Это, конечно, будет означать, что две сравниваемые турбомашины подобны как геометрически, так и с точки зрения производительности.

Аналитики турбомашин получают колоссальное представление о производительности путем сравнения 5 параметров, показанных в таблице выше. В частности, такие параметры производительности, как эффективность и коэффициенты потерь, которые также являются безразмерными. В общем случае коэффициент расхода и коэффициент напора считаются имеющими первостепенное значение. Как правило, для центробежных компрессоров коэффициент скорости имеет второстепенное значение, а коэффициент Рейнольдса — третье. Напротив, как и ожидалось для насосов, коэффициент Рейнольдса становится второстепенным, а коэффициент скорости — третичным. Может показаться интересным, что коэффициент скорости может быть выбран для определения оси y на рисунке 1.1, в то время как коэффициент Рейнольдса может быть выбран для определения оси z.

Другие безразмерные комбинации

В таблице ниже показано еще одно значение размерного анализа. Любое количество новых безразмерных параметров может быть вычислено с помощью экспонент и умножения. Например, вариация первого параметра, показанная ниже, широко используется в системном анализе двигателя самолета. Третий параметр представляет собой упрощенную размерную вариацию первого и второго. Это третье определение применимо со строгими ограничениями. Четвертый параметр, удельная скорость, очень хорошо известен и полезен тем, что он удаляет диаметр. Пятый параметр, удельный диаметр, является менее часто обсуждаемым безразмерным параметром, который Балье счел полезным. ^[38]

Может показаться интересным, что для определения оси Y на рисунке 1.2 вместо скорости можно использовать коэффициент удельной скорости, в то время как для определения оси Z вместо диаметра можно использовать коэффициент удельного диаметра.

Законы сродства

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

Аэротермодинамические основы

Следующие уравнения описывают полностью трехмерную математическую задачу, которую очень трудно решить даже с упрощающими предположениями. ^[10]^[39] До недавнего времени ограничения вычислительной мощности вынуждали упрощать эти уравнения до невязкой двумерной задачи с псевдопотерями. До появления компьютеров эти уравнения почти всегда упрощались до одномерной задачи.

Решение этой одномерной задачи по-прежнему ценно сегодня и часто называется анализом средней линии . Даже при всем этом упрощении для ее описания по-прежнему требуются большие учебники и большие компьютерные программы для практического решения.

Сохранение массы

Это фундаментальное уравнение, также называемое непрерывностью , в общем виде записывается следующим образом:

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

Сохранение импульса

Также называемые уравнениями Навье–Стокса , это фундаментальное уравнение выводится из второго закона Ньютона применительно к движению жидкости . Записанное в сжимаемой форме для ньютоновской жидкости, это уравнение может быть записано следующим образом:

\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 энергии. При определенных условиях работа центробежного компрессора считается обратимым процессом. Для обратимого процесса общее количество тепла, добавленного к системе, можно выразить как , где — температура , а — энтропия . Таким образом, для обратимого процесса: $\delta Q=TdS$ $T$ $S$

dU=TdS-pdV.\,

Поскольку U, S и V являются термодинамическими функциями состояния, приведенное выше соотношение справедливо также для необратимых изменений. Приведенное выше уравнение известно как фундаментальное термодинамическое соотношение .

Уравнение состояния

Классический закон идеального газа можно записать:

{\ pV=nRT}.

Закон идеального газа можно также выразить следующим образом:

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

где — плотность, — показатель адиабаты ( отношение удельных теплоёмкостей ), — внутренняя энергия на единицу массы («удельная внутренняя энергия»), — удельная теплоёмкость при постоянном объёме, — удельная теплоёмкость при постоянном давлении. $\rho$ $\gamma =C_{p}/C_{v}$ $U=C_{v}T$ $C_{v}$ $C_{p}$

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 идеальное соотношение неадекватно. Например, центробежные компрессоры, используемые для больших систем кондиционирования воздуха (водяные охладители), используют хладагент в качестве рабочего газа, который не может быть смоделирован как идеальный газ. Другим примером являются центробежные компрессоры, спроектированные и построенные для нефтяной промышленности. Большинство углеводородных газов, таких как метан и этилен, лучше всего моделируются как уравнение состояния реального газа, а не идеальных газов. Статья в Википедии об уравнениях состояния очень подробная.

Плюсы и минусы

Плюсы

Центробежные компрессоры обладают преимуществами простоты изготовления и относительно низкой стоимости. Это связано с тем, что для достижения того же повышения давления требуется меньше ступеней.
Центробежные компрессоры используются во всей промышленности, поскольку они имеют меньше трущихся деталей, относительно энергоэффективны и обеспечивают более высокий и неколебательный постоянный поток воздуха , чем поршневой компрессор аналогичного размера или любой другой объемный насос .
Центробежные компрессоры в основном используются в качестве турбокомпрессоров и в небольших газотурбинных двигателях, таких как ВСУ ( вспомогательная силовая установка ), а также в качестве основного двигателя для небольших самолетов, таких как вертолеты . Существенной причиной этого является то, что при нынешних технологиях эквивалентный осевой компрессор воздушного потока будет менее эффективен, в первую очередь, из-за сочетания потерь ротора и переменного зазора между лопастями статора.

Минусы

Их главный недостаток в том, что они не могут достичь высокой степени сжатия поршневых компрессоров без нескольких ступеней. Существует немного одноступенчатых центробежных компрессоров, способных достигать степени сжатия 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 газовых турбинах и турбореактивных двигателях, приводящих в движение большие самолеты, из-за их веса и напряжений, а также лобовой площади, обусловленной большим диаметром радиального диффузора.

Компромисс между строительной механикой, производством и проектированием

В идеале рабочие колеса центробежного компрессора имеют тонкие, прочные лопатки с воздушным профилем, каждая из которых установлена на легком роторе. Этот материал будет легко обрабатываться или отливаться, и он будет недорогим. Кроме того, он не будет создавать шума при работе и иметь длительный срок службы при работе в любой среде. ^{[ необходимо разъяснение ]}

С самого начала процесса аэротермодинамического проектирования аэродинамические соображения и оптимизации [29,30] имеют решающее значение для успешного проектирования. Во время проектирования материал и способ изготовления центробежного рабочего колеса должны быть учтены в проекте, будь то пластик для воздуходувки пылесоса, алюминиевый сплав для турбокомпрессора, стальной сплав для воздушного компрессора или титановый сплав для газовой турбины. Это сочетание формы рабочего колеса центробежного компрессора, его рабочей среды, его материала и способа изготовления, которые определяют структурную целостность рабочего колеса. ^[40]^[41]

Смотрите также

Ссылки

^ abcdefghijklmn Шеперд, Деннис Г. (1956). Принципы турбомашиностроения (6-е изд.). Нью-Йорк: Macmillan . LCCN 56002849. OCLC 5899719.
^ ab Japikse, David (1996). Конструкция и эксплуатационные характеристики центробежного компрессора . Концепции ETI. ISBN 978-0-933283-03-9.
^ Уитфилд, А.; Бейнс, NC (1990). Проектирование радиальных турбомашин . Longman Scientific and Technical. ISBN 978-0-470-21667-5.
^ abc Aungier, Ronald H. (2000). Центробежные компрессоры, стратегия аэродинамического проектирования и анализа . ASME Press. ISBN 978-0-7918-0093-5.
^ ab Japikse, David; Baines, NC (1998). Технология проектирования диффузоров . Концепции ETI. ISBN 978-0-933283-01-5.
^ Генрих, Мартин ; Шварце, Рюдигер (январь 2016 г.). «Оптимизация формы улитки центробежного компрессора с помощью генетического алгоритма». International Journal of Rotating Machinery . 2016 : 1–13. doi : 10.1155/2016/4849025 .
^ Аурел Стодола (1945). Паровые и газовые турбины . Нью-Йорк: P. Smith. OL 18625767M.
^ Пфлайдерер, К. (1952). Турбомашины . Нью-Йорк: Springer-Verlag.
^ WR Hawthorne (1964). Аэродинамика турбин и компрессоров . Принстон, Нью-Джерси: Princeton University Press. LCCN 58-5029.
^ abcd Лакшминараяна, Б. (1996). Гидродинамика и теплообмен турбомашин . Нью-Йорк: John Wiley & Sons Inc. ISBN 978-0-471-85546-0.
^ Джапиксе, Дэвид; Бейнс, Николас К. (1997). Введение в турбомашиностроение . Оксфорд: Oxford University Press. ISBN 978-0-933283-10-7.
^ ab Japikse, David (декабрь 1986 г.). Advanced Experimental Techniques in Turbomachinery . Концепции ETI. ISBN 978-0-933283-01-5.
^ Пэн, WW (2007). Основы турбомашиностроения . Нью-Йорк: John Wiley & Sons Inc. ISBN 978-0-470-12422-2.
^ abcdefgh Вислиценус, Джордж Фридрих (1965). Гидромеханика турбомашин в двух томах . Нью-Йорк: Довер. ISBN 978-0-486-61345-1.
^ abcd Вуд, Бернард Д. (1969). Приложения термодинамики . Рединг, Массачусетс: Addison - Wesley Publishing Company. LCCN 75-79598.
^ abc Стритер, Виктор Л. (1971). Механика жидкостей, пятое издание . Нью-Йорк: McGraw Hill Book Company. ISBN 978-0-07-062191-6.
^ Энгеда, Абрахам (1999). «От Хрустального дворца до насосной». Машиностроение . ASME. Архивировано из оригинала 2009-01-15.
^ Elliott Company. "Прошлое, настоящее, будущее, 1910-2010" (PDF) . Эллиотт . Получено 1 мая 2011 г. .
^ =Разработка реактивных и турбинных авиационных двигателей, 4-е издание, Билл Ганстон, 2006, ISBN 0 7509 4477 3 , стр.217
^ API (июль 2002 г.). Std 673-2002 Центробежные вентиляторы для нефтяной, химической и газовой промышленности. Нью-Йорк: API.^{[ постоянная мертвая ссылка ]}
^ Американское общество инженеров-механиков. "ASME BPVC". www.asme.org . ASME . Получено 13 декабря 2021 г. .
^ Американское общество инженеров-механиков. "ASME PTC". www.asme.org . ASME . Получено 13 декабря 2021 г. .
^ Американский институт нефти. "API STD 617 8TH ED (E1)". www.api.org . Американский институт нефти . Получено 13 декабря 2021 г. .
^ Американский институт нефти. "API STD 672 5TH ED (2019)". www.api.org . Американский институт нефти . Получено 13 декабря 2021 г. .
^ "Описание 2021 ASHRAE Handbook—Fundamentals". www.ashrae.org . Получено 2022-02-20 .
^ ab "Стандарты SAE". SAE/стандарты/мощность и движение/двигатели . SAE International . Получено 23 апреля 2011 г.
^ Институт сжатого воздуха и газа. "CAGI". www.cagi.org . Институт сжатого воздуха и газа . Получено 13 декабря 2021 г. . {{cite web}}: Проверить |url=значение ( помощь )
^ ISO. "ISO - Поиск". Международная организация по стандартизации . Получено 13 декабря 2021 г.
^ Сараванамутту, HIH; Роджерс, GFC; Коэн, H. (2001). Теория газовых турбин . Prentice-Hall. ISBN 978-0-13-015847-5.
^ Бэйнс, Николас С. (2005). Основы турбонаддува . Концепции ETI. ISBN 978-0-933283-14-5.
^ abcde API (июль 2002 г.). Std 617-2002 Осевые и центробежные компрессоры и детандер-компрессоры для нефтяной, химической и газовой промышленности . Нью-Йорк: API.
^ ASHRAE, Американское общество инженеров по отоплению, охлаждению и кондиционированию воздуха. "Стандарты и рекомендации". ASHRAE . Получено 23 апреля 2011 г.{{cite web}}: CS1 maint: multiple names: authors list (link)
^ abcd API (октябрь 2007 г.). Std 672-2007 Упакованные, встроенные редукторные центробежные воздушные компрессоры для нефтяной, химической и газовой промышленности . Нью-Йорк: API.
^ ab ASME PTC 10-1997 Свод правил испытаний компрессоров и вытяжных вентиляторов. Нью-Йорк: ASME. 1997. ISBN 978-0-7918-2450-4.
^ Центробежные компрессоры. Базовое руководство, Boyce 2003, ISBN 0 87814 801 9 , Рисунок 2-11. Типичная карта производительности центробежного компрессора.
^ Pampreen, Ronald C. (1993). Помпаж и срыв потока в компрессоре . Концепции ETI. ISBN 978-0-933283-05-3.
^ Semlitsch, Bernhard; Mihăescu, Mihai (май 2016 г.). «Явления потока, приводящие к помпажу в центробежном компрессоре». Energy . 103 : 572–587. doi :10.1016/j.energy.2016.03.032.
^ Balje, OE (1961). Турбомашины; Руководство по проектированию, выбору и теории . Нью-Йорк: John Wiley & Sons. ISBN 978-0-471-06036-9.
^ Кампсти, NA (2004). Аэродинамика компрессора . Krieger Publishing. ISBN 978-1-57524-247-7.
^ Сюй, К. и Р. С. Амано, Разработка рабочего колеса центробежного компрессора, Международный журнал вычислительных методов в инженерных науках и механике, том 10, выпуск 4, 2009 г., страницы 290–301.
^ Сюй, Ч., Опыт проектирования и соображения по разработке центробежного компрессора., J. of Aerospace Eng. 2007

Внешние ссылки

На Викискладе есть медиафайлы по теме Центробежные компрессоры .

Лаборатория газовых турбин Массачусетского технологического института
(1948), Первая морская газовая турбина в эксплуатации. Журнал Американского общества военно-морских инженеров, 60: 66–86. doi :10.1111/j.1559-3584.1948.tb02754.x
История турбинных автомобилей Chrysler
Чтобы найти коды API, стандарты и публикации
Чтобы найти коды, стандарты и публикации ASME
Чтобы найти коды, стандарты и публикации ASHRAE
Исследовательский центр Гленна в НАСА Архивировано 30 июня 2009 г. на Wayback Machine
Гидродинамика насосов, Кристофер Эрлс Бреннен
Сайт Ctrend для расчета напора центробежного компрессора онлайн