воздуходувной машине показано на фиг. 10. Золотники, применяемые иногда в К., управляют только впуском; для выпуска сжатого воздуха в этих золотниках ставят клапаны, управляемые пружинами, чтобы выпуск происходил всегда при определенной величине снеатия. Пример такой конструкции (золотник Кестера) изобралеен на фиг. 11.

Регулирование К. устраивается различно, смотря по тому, от какого двигателя приводится в движение К.; К., соединенные с паровыми машинами и газовыми двигателями, регулируются путем изменения числа оборотов, а К., приводимые в движение помощью электромоторов или ременной передачи,-другими способами. В этих последних К. имеются специальные приспособления для изменения ко-лич. подаваемого возду-jxa без изменения числа оборотов. РХзменение числа оборотов м. б. достигаемо путем ручного регулирования машины двигателя (торможением пара или изменением степени наполнения), путем ручного же воздействия на центробежный регулятор с изменением его нормального числа оборотов, путем подкручивания прулеин, действующих на муфту регулятора, так наз. регулятор подачи (Leistungsregler),

Фиг. 13.

тие всасывающих клапанов, что дает возмоле-ность всосанному воздуху вновь уйти из цилиндра К. Конструкция з-да Борзига для этой цели изображена на фиг. 12. Поршенек К. с вентилем L находится под действием сжатого воздуха в воздухопроводе. При нормальном дав.г[ении вентиль L закрыт под действием

Фиг. 14.

пружины, но при повышении давления он открывается, и сжатый воздух проникнет в трубу G и по ней к поршеньку d, соединенному с захватом аЬ, к-рый опускается, отжимает пластинку всасывающего клапана и держит клапан открытым во время сжатия.

Типы поршневых К. Небольшие К. конструируют б. ч. с электромоторами или с приводом от ременной передачи. В случае сжатия в двух ступенях применяется обык-

Фиг. 15.

наконец путем автоматич. воздействия давления в нагнетательной трубе К. на парораспределение машины. При регулировании на неизменяемое число оборотов К. нормально работает на наибольшее колич. подаваемого воздуха. Регулирование должно уменьшать подачу при уменьшении расхода воздуха .Способы такого регулирования различны. Одним из способов является напр. автоматич. подпя-

новенно одноцилиндровая конструкция со ступенчатым поршнем. На фиг. 13 изобралсен такой К. завода Бальке вертикального типа. Охлаждение достигается в нем отчасти водяной рубашкой, отчасти воздушным слоем вокруг цилиндра. Трехступенчатый горизонт. К. с водяным охлалсдением и ступенчатыми поршнями з-даГартман изображен нафиг.14. Большие К. делаются со слеатием в отдельных

цилиндрах и приводятся в действие от паровых или газовых двигателей. Конструкция парового двухступенчатого К. завода По-корньп! и Витекинд изображена на фиг. 15. Распределение осуществляется золотниками системы Кестера. Паровая машина-компаунд, паровые цилиндрьг распололсены за соответственными воздушными.

II. Турбокомпрессоры. В области центробежных механизмов для сжатия газов еще

Фиг. 16.

труднее провести границу между воздуходувкой и К. Проф. А. П. Герман дает следующую характеристику этих машин [i]. 1) Машины одноступенчатые с предельным отношением конечного давления к начальному 1,35 и с предельной скоростью на внешней окружности рабочего колеса до 200 м[ек. К этому классу принадлежат воздуходувки для шахтных печей малых размеров. 2) Машины многоступенчатые, состоящие из одной серии колес, с предельным отношением конечного давления к начальному равным 2; в отношении предельных скоростей на окружности машины эти делятся на 2 типа-с максимальными скоростями до 130 м/ск и до 200 MfcK. К машинам этого класса относятся воздуходувки для шахтных печей больших размеров. 3) Машины многоступенчатые, состоящие из нескольких серий колес с отношением конечного давления к начальному больше 2 и с теми же предельными скоростями. Сюда принадлежат как воздуходувки для конвертеров с отношением давлений 2-3, так и компрессоры с отношением давлений до 7, до 9 и даже до 12. Машины первых двух классов проф. А. П. Герман предлагает называть турбовоздуходувками, машины третьего класса - турбокомпрессорами.

Одноступенчатый турбокомпрессор (без охлаяодения). Основы теории-те же, что и для центробежных вентиляторов (основные ур-ия сходны также с ОСНОВНЫМИ ур-иями центробежных насосов). Принимая обозначения, показанные на фиг. 16, получим для теоретич. напора, выражен-

ного в м воздушного столба, выралсения:

ГТ V.I -Ul Wf - Wl , С - с! .роч

где щ и щ - соответствуюшде окружные скорости колеса, гоя -относительные скорости струи при входе и при выходе из колеса. Су и Са-соответствующие абсолютные скорости. Заменив величины Wy и величинами Uy, Ма, Су я Сг, получим:

Н = {щ Сг cos d - UyCy cos i)

n = {U2c:,-UyCy).

(24)

Для случая нормального вступления воздуха в колесо (6i=90°; с = 0) имеем:

Я = 9.,; (25)

(26)

tg /3, - tg

Значение угла 8 колеблется мелсду 14 и 28°, а угла 2 -между 120 и 140° для лопаток, загнутых назад, и около 45°-для лопаток, загнутых вперед []. Теоретическ. мощность для приведения в движение насоса при подаче G кг воздуха в минуту будет

N = (27)

60-75

Гидравлическим кнд наз. отношение действительно получаемой высоты напора к теоретической. Остертаг [}} дает для него выражение:

(f. + f2)sin/9a

2 sin (Pt -г) COS й.

liSin(/?,-d>,) Г о д ;:7Га 51

(28)

2 sin jSg CIS 6j

в котором у-коэфициент потери энергии в подвижном колесе, а la-коэфициент потери в диффузоре. Практически коэфициент ?pизменяется от 0,7 до 0,88.

В энтропийной диаграмме (фиг. 17) адиабатический процесс сжатия в одноступенчатом К. изображается вертикальной прямой АуА2, истинный же процесс происходит как бы с сообщением теплоты (вследствие перехода в теплоту работы вредных сопротивлений). Из опытов оказывается, что его можно изобразить ломаной линией AyAgAiAg-состояние сжимаемого воздуха в зазоре), но для расчетов пользуются просто наклонной-4Дг. Адиабатический кпд будет:

-c-t,)-и-и- (>

Этот коэф-т меняется от 0,66 для малых К. до 0,78 для больших. Изотермический кпд при давлениях сжатия 6-8 кг[см по манометру изменяется от rjjj, = 0,86 при V = =4 ООО м1ч до 0,70 при 80 ООО м/ч. Эффективная мощность Ne при сскундном расходе газа=9 кг определяется по ф-ле:

AL 427G. (30

* 75г г

Пользуясь энтропийн. диаграммой, получим: ДЬ = Су(Л-*1). 1)

Фиг. 17.

Механический кпд г] изменяется в пределах от 0,95 до 0,98.

Многоступенчатые турбокомпрессоры без охлаждения. В этих К. часто охлаждение де.тается только впро-менсуточн. охладителях между двумя сериями колес, т. к. охлаждение в каждой ступени усложнило бы конструкцию. При небольшом снеатии все расширение получается в 2-3 ступенях в. 1 кожухе и без охлаждения. Энтропийная диаграмма такого компрессора изображена на фиг. 18. В каждом колесе получается полезная высота

= 9Рз=т2, (32)

где m = 2.(рг]р. Обозначив через v, , , 2 и \\ уд. объемы в различных ступенях, получим следующие ур-ия для определения давлений:

Pi = Po + ,v

(33)

Работа на окрундаости колес получится из уравнения:

Ab=Cp{i- to) + с pit,- tMt + Cp{t,-t,) = Cp{t,-to). (34) Многоступенчатые турбокомпрессоры с охлаждением в отдельных ступенях. При полном охлаждении воздух должен в конце процесса сжатия и перепуска в диффузор принимать начальн. температуру. За энтропийную диаграмму можно принять зигзагообразную линию АоАЕтАЕАЕАЕ (фиг. 18). Обыкновенно отношения давлений конечного к

К 2 А,

Фиг. 18.

начальному во всех ступенях принимаются одинаковыми, поэтому

Pi = Pa = жрг = жро; .; Рг = жРо , (35)

= (Й- (36)

Работа при этом предположении распределится равномерно между ступенями; полная работа на ободе определится из следующего выражения:

ALzCp{Ti-To). (37)

Вся эта работа переходит в теплоту, к-рая д. б. отнимаема в охладителе, кроме последней ступени (в к-рой воздтс обыкновенно неохлаждается). Поэтому количество отнимаемой теплоты будет

Q = iz-l)Cp{Ti-T,). (38)

Повышение давления в первой ступени равно =. (Pi - Ро) = -1) PoV , jw возд. ст. (39) При наших предположениях во всех ступе-

Т. Э. тп. X.

нях будет одинаковое повышение давления. При неполном охлаждении конечная точка первой ступени не совпадает с начальной, как это видно из следующего примера [i].

Пример. Рассчитать трехступенч. турбокомпрессор для повыш. давл. на 1,2 г/слг при расходе G=465 кг/мин. Прибавляя 6%

-- aosbo -

- 0(7575 -

Фиг. 19.

на потери в воздухопроводе, получим конечное давление равным 2,2+0,06-2,2 = = 2,33 кг/см. Гидравлический кид г]р можно положить равным 0,77, коэфициент 97 = 0,83, адиабатический клд 7?вй. = 0,68. Энтропийные диаграммы процесса для полного и неполного охлаледения изображены на фиг. 19. По нашим ф-лам найдем для случая полного охлаждения:

я-=]/2,33= 1,324; Ро = 10 ОООкг/м; Pi = 13 240 -кг/м; р - р, = = 3 240 кг/м; Р2 = 1,750 кг/см; Рз = 2,33 хг/см; v , = 0,8 .ч/кг; h=={pi-Ро)у, = 3210 0,8 = = 2 592 м возд. ст.

Из ур-ия 1г

(рПр-д найдем: /-9781-. 2 592 200 mjok;

\ 0,83 - 0,77

AL = (44,6 - 20) = 25,9 Са]/7сг.

Эффективная мощность при механическом кпд rj i=0,97 будет равна

Неполное охлаждение: после 1-й ступени воздух охлаждается до 40°, после 2-й-до 45°. Высота h остается прежней. Из энтропийной диаграммы можно найти величину работы в отдельных ступенях:

AL =0,24(56 -20)= 8,60 Са1/кг AL =0.24(76 -40)= 8,60 Са1/кг AL = 0,24(80,6-45) = 8,52 Са1/кг

AL = 25,72 Са1/у£г

К о н с т ]) у к ц и я м н о I о с т у и е н ч а-тых турбокомпрессоров. Пример конструкции такого К. с водяным охлаждением дан на фиг. 20 (см. Воздуходувные машины). Таьие К. предназначаются для по-