Investeşte în oameni ! Proiect cofinanţat din Fondul Social European prin Programul Operaţional Sectorial pentru Dezvoltarea Resurselor Umane 2007-2013. Axa prioritară 2: Corelarea învăţării pe tot parcursul vieţii cu piaţa muncii. Domeniul major de intervenţie : 2.2: "Tranziţia de la şcoală la o viaţă activă" Titlul proiectului: “Construieşte-ţi inteligent din timp cariera profesională” Contract nr. POSDRU/90/2/2.1/S/62399

ÎNDRUMAR DE PRACTICĂ

ORGANOLOGIE Compresoare dinamice

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI

Facultatea de Inginerie Mecanică si Mecatronică

2

1. Noţiuni introductive, clasificarea compresoarelor dinamice

Compresoarele dinamice sunt denumite şi compresoare în curgere continuă, aceasta

deoarece între aspiraţie şi refulare curentul de gaz nu este întrerupt de supape sau alte organe de

distribuţie care apar la compresoarele volumice. La compresoarele dinamice realizarea procesului

de comprimare are loc în două etape:

– În prima etapă rotorul compresorului transmite un lucru mecanic gazului, fapt ce

determină creşterea energiei cinetice a particulelor de gaz.

– În a doua etapă energia cinetică acumulată de gaz se transformă în energie potenţială de

presiune, proces care are loc, în general, în statorul maşinii.

Cu alte cuvinte, exprimat mai concis, lucrul mecanic de antrenare din exterior se

transformă, în rotorul maşinii, în energie cinetică; ulterior energia cinetică a curentului de gaz se

transformă din stator în energie potenţială de presiune.

Clasificarea compresoarelor poate fi făcută după mai multe criterii (STAS 7147-65)

dintre care prezentăm mai jos pe cele mai importante [1][2]:

I. După numărul treptelor (etajelor) de comprimare:

– compresoare cu un singur etaj (monoetajate);

– compresoare cu mai multe etaje (multietajate)

II. În funcţie de mărimea gradului de comprimare:

– compresoare de joasă presiune ε < 10

– compresoare de medie presiune ε = 10 ÷ 100

– compresoare de înaltă presiune ε > 100

III. În funcţie de modul de antrenare:

– motocompresoare (compresoare antrenate de motoare cu ardere internă)

– turbocompresoare (compresoare antrenate de turbine cu abur şi gaze)

– electrocompresoare (compresoare antrenate de motoare electrice)

IV. În funcţie de traiectoria descrisă de particulele de gaz între aspiraţie şi refulare, aceste

compresoare se împart în două mari categorii:

a) compresoare radiale (centrifugale) în care particulele de gaz se deplasează pe traiectorii

care se depărtează pe axa maşinii; gazul aflat între paletele rotorului este supus acţiunii unor forţe

centrifuge ceea ce determină îndepărtarea particulelor de gaz de axa rotorului.

b) compresoare axiale în care particulele de gaz se deplasează pe traiectorii aproximativ

paralele cu axa maşinii.

Atât compresoarele axiale cât şi cele centrifuge furnizează debite mari de gaze, la presiuni

scăzute, dar au avantajul că presiunea la refulare se menţine constantă.

3

În general compresoarele radiale şi axiale necesită puteri mari de antrenare, fiind

antrenate de turbine cu abur sau gaze; ca urmare în tehnică le întâlnim sub denumirea de

turbocompresoare centrifuge şi turbocompresoare axiale.

Compresoarele radiale pot fi clasificate astfel:

cu aspiraţie simplă (fig. 1)

a. Monoetajate

cu aspiraţie dublă (fig. 2)

Multietajate

Compresoarele axiale – clasificarea lor conform STAS 7147/65 poate fi efectuată astfel:

monoetajate

după numărul de etaje

multietajate

Compresoare axiale cu aspiraţie axială

după aspiraţie

cu aspiraţie radială

a. b.

Fig.1 – Compresor radial cu aspiraţie simplă

a – compresor cu aspiraţie axială, b – compresor cu aspiraţie radială

4

2. Compresoare centrifuge (radiale)

2.1. Compresorul centrifug monoetajat

Compresorul centrifugal realizează transvazarea şi comprimarea gazului pe seama

mişcării de rotaţie (a forţei centrifuge) pe care rotorul o imprimă curentului de gaz. Aceste

compresoare pot fi realizate cu una cu două sau cu mai multe trepte de comprimare;

compresoarele centrifuge vehiculează debite mari ( V 10 2500 m3/min) la presiuni relativ

ridicate ( p 25 bar), ca urmare puterea necesară antrenării este dată de o turbină.

a. b.

Fig. 2 – Compresor radial cu aspiraţie dublă

a – compresor cu aspiraţie axială, b – compresor cu aspiraţie radială

Fig.3. Compresor centrifugal monoetajat

3

5

Un turbocompresor monoetajat se compune din următoarele elemente (fig.3) [2]:

– rotorul este format din discul (1) prevăzut cu palete (2), care este solidar cu arborele (3)

– statorul format din camera de aspiraţie (4) aparatul director (5), difuzorul (6), camera

spirală (7).

Prin centrifugarea gazului în rotor în zona de aspiraţie se creează o depresiune care

permite aspiraţia gazului în compresor. Gazul pătrunzând între paletele rotorului este

centrifugat, energia lui cinetică va creşte; ulterior el intră în difuzor care are rolul de a

transforma energia cinetică a gazului în energie potenţială de presiune; acest lucru are

loc prin mărirea secţiunii de trecere (prin frânare).

Compresorul centrifug poate fi cu aspiraţie simplă sau dublă. În cazul unui compresor cu

aspiraţie simplă (fig.4) rotorul compresorului este prevăzut cu palete dispuse numai pe o parte a

discului; rotorul compresorului se montează pe acelaşi ax cu rotorul turbinei.

Fig. 4. Schiţa compresorului centrifug, cu un singur etaj de comprimare, cu aspiraţie

simplă

6

Aerul pătrunde prin canalul de aspiraţie (1) în rotorul (2) unde este centrifugat către

periferia discului şi ulterior pătrunde în difuzorul (3) unde prin frânare se comprimă; gazul

comprimat se adună în camera spirală (4).

2.2. Compresor centrifug multietajat

Pentru obţinerea unui grad de compresie mai ridicat se folosesc compresoare

centrifugale multietajate, care sunt constituite de o succesiune de compresoare

monoetajate.

În figura 5 se prezintă schiţa unui compresor centrifug cu două etaje de

comprimare (I+II) [2].

Fig.5. Compresor cu două etaje de comprimare

I-treapta I de comprimare; II- treapta a II-a de comprimare

1-aparat director; 2-rotor; 3-paletă ; 4-difuzor; 5-canal de schimbare a direcţiei de curgere

a gazului; 6-camera spirală; 7-arbore

1

2

3

4 5 6

7

7

Pentru asigurarea etanşării între cele două etaje de comprimare se folosesc labirinţi

(vezi par. 2.3.3).

Fig.6. Schiţa compresorului centrifug cu mai multe trepte

La compresoarele cu mai multe trepte de comprimare (fig.6) (compresoarele multietajate)

compresorul este prevăzut cu o cameră la aspiraţie 1, care asigură prin canalele sale introducerea

uniformă şi liniştită a gazului prin întregul orificiu de aspiraţie 3 al rotorului 2. Gazul intrat prin

orificiu ajunge în canalele formate de paletele 4 ale rotorului, unde datorită acţiunii paletelor

aflate în mişcare de rotaţie îşi măreşte energia cinetică şi părăseşte rotorul intrând în difuzor; în

acelaşi timp, în orificiul de aspiraţie se creează o depresiune care asigură continuitatea aspiraţiei.

În difuzorul 5, cea mai mare parte din energie cinetică a curentului este transformată în energie

potenţială de presiune, după care gazul trece printr-un dispozitiv de schimbare a sensului de

curgere, ale cărui palete 6 asigură intrarea lui uniformă şi radială în rotorul treptei următoare.

După ultima treaptă compresorul este prevăzut cu o cameră de refulare 7, care în schema din

figură are o formă de spirală. La unele construcţii gazul suferă şi o răcire intermediară între

treptele compresorului

8

2.3. Elemente constructive ale compresorului centrifug

2.3.1. Soluţii constructive ale rotorului

În figura 7 şi 8 sunt prezentate două soluţii constructive ale rotorului.

a. Rotor fără disc de acoperire (fig. 7). Rotorul este alcătuit dintr-un disc profilat fixat pe

un arbore; pe suprafaţa laterală a discului sunt fixate palete drepte radiale [2].

1-1 secţiune de intrare a gazului în rotor; 2-2 secţiune de ieşire a gazului din rotor;

3-3 secţiune de ieşire a gazului din difuzor.

b. Rotor cu disc de acoperire (fig. 8). Rotorul este prevăzut cu palete curbate înapoi (cazul

cel mai uzual), radiale sau curbate înainte şi acoperite cu un disc de închidere numit disc de

Fig. 8. Rotor cu palete curbate înapoi şi cu disc de acoperire: a – rotor;

b – difuzor paletat; c – disc de acoperire

Fig. 7. Rotor cu palete radiale fără disc de acoperire: a – rotor;

b – difuzor paletat

9

În ambele cazuri, rotorul este înconjurat la periferie de un difuzor fix în formă de tor cu

secţiune dreptunghiulară a cărui lăţime (b) (fig. 9) este egală cu lăţimea periferiei rotorului; acest

difuzor poate fi prevăzut cu palete sau nu.

Pentru un rotor, dimensiunile lui principale sunt următoarele [2]:

d1 – diametrul mediu al secţiunii de intrare

d2 – diametrul mediu al secţiunii de ieşire

di – diametrul interior al secţiunii de intrare (di = 2ri)

de – diametrul exterior al secţiunii de intrare (de = 2re)

b – lăţimea axială a canalului difuzor

Debitul de fluid aspirat în treapta de comprimare, la intrare 111 Acm [kg/s] în care 1

şi c1 sunt densitatea şi viteza absolută a gazului. Secţiunea de intrare 1-1 (fig. 7) este inelară de

mărime:

2

222

22

1 144

e

i

eie

ie

r

rrrr

ddA

Dar u = r, deci

22

1 1e

ie

r

ruA

Fig. 9. Schiţă de rotor radial cu dimensiunile principale

10

Creşterea debitului se poate realiza pe seama măririi vitezei tangenţiale a rotorului la

periferia secţiunii inelare.

În figura 10 este arătat rotorul turbinei montat pe acelaşi ax cu rotorul cu aspiraţie

dublă al compresorului [2].

În cazul rotorului cu admisie dublă paletele sunt dispuse pe ambele părţi ale

discului; la fiecare dintre ele aerul vine prin colectoare dispuse pe amblele părţi ale

rotorului. În continuare curentul de aer se deplasează ca şi în cazul compresorului cu

admisie simplă.

În comparaţie cu compresorul cu aspiraţie simplă, prin utilizarea compresorului cu

admisie dublă se măreşte debitul de aer ce trece prin compresor.

Pentru a furniza acelaşi debit la compresorul cu aspiraţie simplă trebuie să i se mărească

dimensiunile rotorului ceea ce conduce la creşterea suprafeţei frontale a mo torului.

În figura 11 se prezintă un arbore de turbocompresor pe care sunt montate discurile

[3][4].

Fig. 10. Rotorul compresorului cu aspiraţie dublă şi rotorul

turbinei

11

Fig. 11. Rotor pentru un turbocompresor radial

1-arbore; 2-disc de echilibrare; 3-tronson port – labirinţi; 4-disc; 5-lagăr radial;

6-tronson de etanşare cu lichid; 7-semicuplă pentru antrenare.

2.3.2. Aparatul director

Aparatul director are rolul de a orienta în mod favorabil curentul de gaz către

paletele aflate pe discul primei trepte de comprimare.

Aparatul director cuprinde o reţea de palete care pot fi orientate (poziţionate) cu

ajutorul unui mecanism [3].

Acest mecanism transformă mişcarea liniară de „dute-vino” a motorului de acţionare

într-o mişcare de pivotare a paletelor aparatului director.

1

2 3

4 5

6 7

ω

5 6

3

Fig. 12. Aparat director pentru prima treaptă a

turbocompresorului radial

1-palete orientabile; 2-mecanism de poziţionare

1

2

12

2.3.3. Lagărele

Arborele se sprijină în două lagăre radiale de alunecare; împingerea axială este

preluată de un lagăr axial.

La un lagăr se deosebesc: cutia lagărului cu scaunul, inclusiv capacul şi cuzinetul.

Sprijinirea fusului (arborelui) are loc pe cuzinet.

La sprijinirea cuzinetului pe scaun se deosebesc [5]:

- cuzineţi ficşi (fig. 13 a)

- cuzineţi oscilanţi (fig. 13 b).

a)b)

33

22

1

1

Fig. 13. Cuzineţi ficşi (a) şi oscilanţi (b)

1-arbore; 2-cuzinet; 3-scaun.

Cuzinetul fix are suprafaţa laterală cilindrică, deci, nu poate urma înclinarea

arborelui, rezultă o uzură neuniformă.

Cuzinetul fix joacă rolul de încastrare, mărind turaţia critică a arborelui; ca atare el

este recomandabili pentru arbori rigizi.

Cuzinetul oscilant (fig. 13 b) are suprafaţa laterală sferică sau uneori elipsoidală şi

este aşezat într-un locaş corespunzător al scaunului.

Cuzinetul poate urma înclinarea arborelui, deci uzura este uniformă; de aceea,

lungimea l a cuzinetului poate fi mare.

Cuzinetul oscilant joacă jolul de articulaţie fiind recomandabil la arbor ii elastici.

13

A

A Secţiunea A-A

SabotArbore

Cuzinetα

Fig. 14. Saboţi

Pentru a regla uşor poziţia cuzinetului în vederea centrării, obişnuit cuzinetul fix se

sprijină pe scaun prin mijlocirea unor pene longitudinale numite saboţi (fig.14). Sabotul

se prinde cu câte două şuruburi în şanţul cuzinetului. Sub sabot se pun adaosuri din tablă

de oţel. Modificând grosimea adaosului, se poate regla poziţia cuzinetului. Pentru

cuzinetul inferior se prevăd 2-3 saboţi: a) un sabot inferior şi doi saboţi laterali la unghiul

α = 45; 60 sau 72°; b) numai doi saboţi laterali la unghiul α = 45 sau 60°.

Pentru cuzinetul superior se prevede un singur sabot. Intrarea uleiului se face prin

unul dintre saboţii laterali. În cazul cuzineţilor oscilanţi, montarea se poate realiza în două

moduri:

I) Se intercalează între cuzinet şi scaun suportul intermediar S (fig. 15) care are

suprafaţa interioară sferică şi suprafaţa exterioară cilindrică. Pe suprafaţa exterioară sunt

fixaţi saboţii.

II) Suprafaţa exterioară a cuzinetului este cilindrică (fig. 16) şi pe ea se prind saboţii

cu faţa exterioară sferică (fig. 16) scaunul este şi el sferic.

14

Sabot

S

Cuzinet

Scaun

Sabot

Cuzinet

Fig. 15. Cuzinet cu suprafaţa Fig. 16. Cuzinet cu suprafaţa

exterioară sferică exterioară cilindrică

Cuzinetul se căptuşeşte cu un strat de aliaj antifricţiune, constituit dintr -o masă de bază

moale, care se adptează la forma fusului şi cristale dure pentru micşorarea frecării.

2.3.4. Elemente de etanşare ale compresoarelor dinamice

Etanşările se construiesc astfel încât între rotor şi piesele fixe să nu se producă frecări, lucru

care se realizează prin labirinţi.

Labirinţii realizează etanşarea între două spaţii cu presiuni diferite, prin fracţionarea

destinderii corespunzătoare diferenţei de presiune în mai multe trepte. Etanşarea nu este perfectă;

cu cât numărul de trepte în care se fracţionează comprimarea este mai mare cu atât debitul de gaz

scăpat în exterior este mai mic.

Pentru reducerea acestor scurgeri de gaz se utilizează etanşarea cu labirinţi, care este o

etanşare fără contact direct între partea mobilă şi partea fixă. Un labirint constă dintr-o serie de

elemente de strangulare (inele) care alternează cu camere de turbionare. Căderea de presiune este

fracţionată ceea ce reduce viteza de curgere şi deci debitul de gaz scăpat prin labirint.

15

Labirinţii se clasifică astfel:

A. După eficacitatea lor, labirinţii se clasifică astfel [1][6]:

a) – Labirinţi cu distrugere totală a vitezei (fig. 17), la care inelele de pe rotor alternează cu

cele de pe stator, între două inele aflându-se o cameră de turbionare în care energia cinetică a

curentului de fluid ce trece prin strangulare este disipată.

Fig. 17. Tipuri de labirinţi a - labirinţi radiali; b - labirinţi axiali; c - labirinţi combinaţi,

radial-axiali; 1 - rotor; 2 – stator

Din punct de vedere constructiv, o soluţie de etanşare cu labirint este cea de tipul cu

lamele inelare ştemuite în arbore (fig. 17 (a), (b)) şi cu praguri ale părţii fixe.

Fig. 18. Etanşare cu labirinţi

a) -labirinţi sub formă de „J”; b) -labirinţi sub formă de „U”

a) b)

16

b) – Labirinţi cu trecere directă sau semilabirinţi la care inelele sunt sau pe stator sau pe

rotor, iar cealaltă parte este netedă (fig.19).

Fig.19. Semilabirint

Labirintul de etanşare poate fi executat din inele de labirint montate direct în stator sau din

inele montate fie într-un suport fix, fie într-un suport mobil ca în fig. 19. Inelele de alamă (1) sunt

fixate prin presare cu ajutorul inelelor de oţel (2) pe suportul mobil (3).

Lamelele elastice (4) presează suportul (3) pe ghidajele din pereţii diafragmei (5). Jocul

dintre inele şi butucii (6) ai discurilor cu palete se admite 0,2 - 0,5 mm. Această soluţie

constructivă are avantajul că în cazul atingerii rotorului de inele, acestea pot fi deplasate uşor,

împiedicându-se distrugerea lor.

B. După direcţia ştrangulării:

a) - Labirinţi radiali, ştrangularea are direcţia razei (fig.17 a)

b) - Labirinţi axiali, ştrangularea are direcţie paralelă cu axul turbinei (fig.17 b)

c) - Labirinţi combinaţi radial axiali (fig.17 c)

C. După fixarea părţii statorice de care se prind labirinţii:

a) – Labirinţi rigizi la care partea statorică este fixă

b) – Labirinţi elastici la care partea statorică are prindere în T şi este împinsă spre rotor de

un arc lamelar (fig.19).

17

3. Compresoare axiale

Deosebirea dintre compresorul centrifug şi compresorul axial este modul de realizare a

comprimării; astfel la compresoare centrifuge comprimarea are loc pe baza forţei centrifuge iar la

cele axiale pe baza forţei portante, similară forţei ce apare la un profil aerodinamic.

Forţa centrifugă poate fi de intensitate mult mai mare decât cea portantă, deci raportul de

comprimare pe o treaptă va fi mai mare la compresorul centrifug decât la cel axial; ca urmare

pentru a realiza grade mari de comprimare, compresorul axial trebuie să fie polietajat.

În general avantajele compresorului axial sunt:

1. Vehiculează debite mari )/100( skgm ;

2. Are secţiune frontală redusă;

3. Realizează grade de comprimare totală de valori mari (ε = 10÷25).

Dezavantajele compresorului axial sunt:

1. Are dimenisuni de gabarit mari şi o greutate mare;

2. Tehnologia de fabricaţie este aplicată, este scump, fiabilitate redusă.

3.1. Soluţia constructivă a compresorului axial

Din punct de vedere constructiv un compresor axial este construit din (fig. 20):

– un tambur (1) pe care sunt montate radial şirurile de palete mobile (2); tamburul este

solidar cu arborele (3), formând împreună partea mobilă adică rotorul [1][2];

Fig. 20 Compresorul axial

18

- partea fixă a compresorului, adică statorul, este compusă din carcasa (4) pe care sunt

fixate şirurile de palete fixe (5); de carcasă se fixează camera de aspiraţie (6) şi camera de

refulare (7). Aceste compresoare se construiesc multietajate; o treaptă elementară (un etaj) se

compune dintr-un şir de palete mobile şi un şir de palete fixe care le urmează.

Şirurile de palete formează canale prin care curge gazul şi au drept scop:

- canalele realizate de paletele fixe servesc la transformarea energiei cinetice a gazului în

energie potenţială de presiune;

- canalele realizate de paletele mobile servesc la transformare energiei mecanice în energie

cinetică a gazului.

Gazul întră în compresor prin camera spirală (6) şi trece prin primul şir de palete

directoare de la intrare (8); aceste palete imprimă curentului de la gaz o anumită direcţie

favorabile pătrunderii gazului în şirul de palete mobile. Sub acţiunea paletelor gazul îşi

măreşte viteza, are loc procesul de transformare a energiei mecanice în energie cinetică

acumulată de gaz; în următorul şir de palete fixe energia cinetică a gazului se transformă în

energie potenţială de presiune (fig. 21).

Prin trecerea succesivă a gazului printr-un anumit număr de şiruri de palete fixe şi mobile

(un anumit număr de trepte) se asigură creşterea presiunii gazului de la presiunea de aspiraţie

Fig. 21. Variaţia presiunii şi

vitezei gazului în compresorul

axial

19

(pa) la presiunea de refulare (pr). Dacă paletele mobile sunt cu reacţiune atunci creşterea

presiunii poate avea loc şi aici (fig. 21).

3.2. Treapta compresorului axial

În figura 22 este reprezentată o treaptă a compresorului axial alcătuită din o reţea de

palete mobile (R.P.M.) urmată de o reţea de palete fixe (R.P.F.).

Secţiunile plane de control care compartimentează treapta în direcţie axială sunt numerotate

astfel [2]:

1–1, la intrare în R.P.M.; 2–2, la intrare în R.P.F.; 3–3, la ieşire din R.P.F.

Forma uzuală a canalului paletelor în secţiunea mediană este caracterizată fie prin contur

interior cilindric şi contur exterior cu diametrul decrescător în sensul curgerii (fig.22) fie prin

contur exterior cilindric şi contur interior conic cu diametrul crescător în sensul curgerii.

Fig. 22. Schiţa secţiunii axiale prin treapta de compresor

l – lungimea paletelor, – joc radial

20

În majoritatea cazurilor, în faţa primei trepte, există o reţea de palete fixe care au rolul de a

imprima gazului o direcţie de curgere (o mişcare de rotaţie) favorabilă intrării în R.P.M.; această

reţea de palete fixe se numeşte aparat director (A.D.)(fig.23).

La intrare în prima treaptă gazul este orientat în sensul de rotire al rotorului de către reţeaua

de palete a aparatului director (A.D.) fig. 23.

Se defineşte diametrul fibrei medii (fig. 23):

2

bv ddd

în care:

dv – diametrul vârfului paletei; db – diametrul bazei paletei

Cu aceste notaţii lungimea paletei va fi:

)(2

1bv ddl

Fig. 23. Schiţa treptei compresorului axial:

1–1, secţiunea de intrare în R.P.M.; 2–2, interstiţiul între cele

două reţele; 3–3, secţiunea de ieşire din R.P.F.

21

Geometria treptei este caracterizată de parametrul adimensional:v

b

d

dd .

Principiul de funcţionare este următorul:

– Lucrul mecanic primit de la arbore este transformat atât în lucru mecanic de comprimare

cât şi în variaţia energiei cinetice; ca urmare o treaptă a compresorului axial trebuie să cuprindă:

– o reţea de palete mobile (R.P.M.) necesară pentru transmiterea către gaz a lucrului

mecanic;

– o reţea de palete fixă (R.P.F.) care transformă o parte din energia cinetică a gazului în

lucru mecanic de comprimare.

Spre desosebire de compresorul centrifug, forţa transmisă gazului este în principal forţa

portantă a profilului aerodinamic. Deoarece portanţa profilului este mai mică decât forţa

centrifugă, gradul de comprimare a treptei compresorului axial este: εtr = 1,15÷1,35 pentru

treapta subsonică şi 1,9÷2,5 pentru treapta supersonică. Ca urmare pentru ca un compresor axial

să realizeze un grad de comprimare mare ε = 7÷20 sunt necesare 6÷17 trepte montate în serie. Cu

alte cuvinte avem un compresor plurietajat la care reţelele de palete mobile sunt fixate în organul

mobil (rotor) iar reţele de palete fixe sunt montate în organul fix (stator).

Treapta elementară se obţine prin intersecţia treptei cu o suprafaţă cilindrică cu diametrul

egal cu cel al fibrei medii şi coaxială cu axa maşinii, în treapta elementară mărimile de stare şi

viteza gazului nu variază în lungul razei.

Dacă se consideră că R.P.M. şi R.P.F. au un număr infinit de palete de grosime infinit mică,

deci parametrii curgerii nu se modifică normal pe direcţia de curgere, curgerea bidimensională

din treapta elementară devine monodimensională.

22

Desfăşurarea în plan a treptei elementare este prezentată în fig. 24.

Pentru construirea triunghiurilor de viteză (fig. 23) s-au adoptat notaţiile:

c0 – viteza de intrare a gazului în paletele directoare

c1 – viteza absolută de ieşire a gazului din paletele directoare

u – viteza tangenţială a paletelor mobile

w1 – viteza relativă de intrare a gazului în paletele mobile

w2 – viteza relativă de ieşire a gazului din paletele mobile

c2 – viteza absolută de ieşire a gazului din paletele mobile şi intrare în paletele fixe

c3 – viteza absolută a gazului la ieşirea din paletele fixe

Fig. 24. Desfăşurarea în plan a treptei elementare

23

Pentru studiul curgerii în compresoarele cu palete în vederea efectuării unor calcule

cu suficientă exactitate se fac următoarele ipoteze [8]:

– agentul termodinamic (fluidul de lucru) se consideră un gaz perfect, fără

viscozitate;

– curgerea este adiabată, staţionară;

– se neglijează variaţia densităţii fluidului la trecerea prin treaptă, curgerea are loc cu cr =

0, pe suprafeţe de curent cilindrice, concentrice cu axa maşinii;

– curgerea are loc fără desprinderea stratului limită de suprafaţa paletelor;

– se consideră că numărul paletelor este infinit de mare, iar paletele sunt foarte subţiri şi de

forma unei linii de curent medii.

Prin intersecţia reţelelor treptei reale cu o suprafaţă cilindrică de rază r, se desfăşoară

în plan se obţine treapta elementară plană; considerând că pe o înălţime a paletei „dr”

parametrii curgerii sunt constanţi se obţine o curgere monodimensionala în t reapta

elementară.

Valoarea vitezei medii într-o secţiune de calcul, in sistemul de referinţă absolut se

notează cu c şi are două componente (se descompune după două direcţii):

– o componentă axială, ca

– o componentă tangenţială, cu

O treaptă propriu-zisă a unui compresor axial este formată din o reţea de palete mobile

(R.P.M.) şi o reţea de palete fixe (R.P.F.) care urmează după R.P.M. (fig.25).

Pentru parametrii curgerii se stabilesc indicii astfel:

– La intrare în R.P.M., indicele 1

– La ieşire în R.P.M., indicele 2

24

Se consideră parametrii la intrare sau la ieşirea din reţea egali cu cei medii din interstiţiul

dintre reţele.

– La intrare în R.P.F., indicele 2

– La ieşire în R.P.F., indicele 3

Pentru treapta următoare indicele 3 devine indicele 1. În sistem absolut, viteza absolută c

a unei particule de fluid va fi compusă din o mişcare de transport u

şi o mişcare relativă

w

[8]:

wuc

Unghiurile făcute de viteza absolută cu fronturile reţelei (de atac şi de fugă) se

notează cu α, iar pentru viteza relativă cu β; în lungul treptei, c1a = c2a = c3a = w1a = w2a .

Canalul dintre două palete succesive reprezintă un difuzor cu scopul:

– în R.P.M., fluidul are la ieşire o energie mai mare decât la intrare, p2 > p1 şi c2 > c1 (cu

toate că w2 < w1);

Fig. 25. Notaţii de calcul pentru curgerea prin treapta elementară

25

– în R.P.M., are loc o micşorare a vitezei absolute,(c3 < c2).

3.3. Caracteristici geometrice ale profilului paletei şi ale reţelei de palete

Paleta este elementul de transmitere a forţei ce se exercită între agentul termodinamic şi

maşină.

La o paletă se deosebesc trei părţi (fig. 26)[5]:

3

2

1

Fig. 26. Schiţa paletei:

1-corpul paletei; 2-piciorul paletei; 3-vârful paletei

– corpul paletei (partea de lucru, partea activă) adică partea profilată care vine în contact cu

agentul temodinamic;

– piciorul sau coada paletei cu care paleta se fixează de rotor;

– capul sau vârful paletei, care la paletele cu acţiune are nituri (în continuarea corpului)

pentru prinderea bandajului iar la palatele cu reacţiune este subţiat.

Între părţile de lucru ale paletelor vecine trebuie să rămână un canal pentru trecerea

agentului termodinamic (abur, gaze de ardere, aer, alte gaze sau vapori) în acest scop se prevăd

piese de distanţă aşezate între picioarele paletelor vecine. Intersecţia dintre corpul paletei şi un

plan perpendicular pe ea ne dă un contur închis, alungit numit profil; conturul exterior al secţiunii

26

se numeşte conturul profilului. Forma profilului este avantajoasă din punct de vedere

hidrodinamic, adică asigură o portanţă mare la o rezistenţă la înaintare mică; ca formă profilele

sunt diferite pentru turbine, compresoare etc.

În general, caracteristicile geometrice ale unui profil sunt (fig. 27)[2]:

a. Bordul de atac (muchia de intare) al profilului (A) este rotunjit şi geometric este

precizat ca punctul de tangenţă la profil al unui cerc cu centrul în punctul F;

b. Bordul de fugă (muchia de ieşire) F este mai subţire;

c. Coarda profilului (b), pentru care deosebim:

– coarda geometrică, segmentul de dreaptă ce uneşte punctele A şi F;

– coarda aerodinamică care este distanţa maximă între două puncte situate respectiv în zona

bordului de atac şi în zona bordului de fugă.

d. Extradosul este partea superioară a profilului (latura convexă a profilului);

e. Intradosul este partea inferioară a profilului (latura concavă a profilului);

f. Scheletul profilului sau linia medie a profilului este locul geometric al centrelor

cercurilor înscrise în profil (O1, O2...);

Fig. 27. Profilul unei palete de compresor

27

g. Săgeata profilului este distanţa maximă (f) de la coardă la schelet; poziţia săgeţii se

precizează prin 100b

x f [%]

h. Mărimea 100b

f [%] se numeşte curbura profilului

i. Grosimea profilului (d).

Ducând un segment de dreaptă perpendicular pe coardă se observă că o parte din el este

delimitat de conturul profilului; se observă că d = f(x).

Se deosebesc:

– grosimea maximă (dm) situată la distanţa xm faţă de bordul de atac bxm 4

1

– grosimea relativă b

dd [%] şi poziţia ei faţă de bordul de atac

b

xd

Forma profilului poate fi precizată în următoarele moduri:

– prin ordonatele y+ şi y

– ale extradosului respectiv intradosului măsurate faţă de axa x

luată în lungul coardei profilului;

– prin coordonatele scheletului şi grosimea măsurată pe normala la schelet;

– prin arce de cerc, precizând coordonatele centrelor cercurilor şi razelor lor.

Reţeaua de palete este formată dintr-un număr de palete identice egal distanţate între ele pe

suprafaţa de rotaţie.

Reţelele de palete mobile (R.P.M.) sunt fixate în rotor, iar reţelele de palete fixe (R.P.F.)

sunt solidare cu carcasa compresorului.

Numărul reţelelor de palete mobile precizează şi numărul de trepte sau etaje; în funcţie de

acestea deosebim maşini cu palete monoetajate sau polietajate.

În funcţie de variaţia vitezei agentului termodinamic la trecerea sa prin reţea se deosebesc:

– reţele confuzoare la care secţiunea de curgere dintre două palete vecine scade pe direcţia

de curgere; astfel se realizează o accelerare a agentului termodinamic;

28

– reţele difuzoare care micşorează viteza de curgere transformând energia cinetică în lucru

mecanic de comprimare;

– reţele active care au la intrare şi ieşire secţiuni egale, ele modifică numai direcţia de

curgere a agentului termodinamic.

În continuare se prezintă diferite profile pentru turbocompresoare axiale, din familia NACA

(National Advisory Committee for Aeronautics).

NACA 65- (18)10

NACA 65- (21)10

NACA 65- (24)10

NACA 65- (27)10

NACA 65- (15)10

NACA 65- (12)10

NACA 65- 810

NACA 65- 410

NACA 65- 010

Fig. 28. Profile difuzoare pentru turbocompresoare axiale – familia de profile NACA 65

La profile din seria NACA 65-(12) 10, semnificaţia cifrelor este următoarea:

(10) - Grosimea relativă _ dd

b ;

(12) - Coeficientul de portanţă al profilului izolat.

În general, la compresoarele cu palete întâlnim reţele active şi reţele difuzoare.

Arhitectura reţelei de palete este determinată de următoarele elemente[6][7]:

– forma profilului;

29

– pasul reţelei (t), care este distanţa dintre două profile, măsurată între puncte similare pe

direcţia frontului reţelei;

– unghiul de fixare al profilului în reţea adică unghiul format de coada profilului cu frontul

reţelei; el se notează astfel (fig. 29):

– αf – pentru palete fixe

– βf – pentru palete fixe

Pentru palete mobile se notează:

β1f – unghiul de fixare al bordului de atac care este unghiul format de tangenta la fibra

medie în bordul de atac, cu frontul reţelei.

β2f – unghiul format de tangenta la fibra medie în bordul de fugă cu frontul reţelei .

Pentru paletele fixe cele două unghiuri de mai sus se notează cu α2f şi α3f .

Unghiurile de curbare a profilului în reţea sunt:

ffpfffpm 2312 ;

Fluidul are la intrare în R.P.M. viteza 1w

care face cu frontul reţelei unghiul β1 iar

la ieşire are viteza 2w

care face cu frontul reţelei unghiul β2 (β2< β2f).

Fig. 29. Parametrii geometrici şi cinematici ai reţelei de profile

30

22 f ; 11 fi

Deci pentru reţeaua de palete mobile putem scrie unghiul de deviere a fluidului

(principal parametru cinematic):

12

ii ffff 1212

pmpm ii

Similar pentru reţeaua de palete fixe putem scrie:

23

pfi

În reţeaua de palete mobile viteza relaţivă se micşorează (w2< w1) iar în reţeaua de

palete fixe se micşorează viteza absolută (c2< c1); acest lucru este o consecinţă a formei

canalului dintre două palete succesive, canal care are forma unui difuzor.

Bibliografie

1. N. Băran. P. Răducanu, ş.a., Termodinamică Tehnică Editura POLITEHNICA

PRESS, Bucureşti 2010.

2. N.Băran, Maşini termice rotative de lucru, Maşini cu rotoare profilate, Maşini cu palete,

Editura MATRIXROM, Bucureşti, 2003.

3. C. Cantuniar, Turbomaşini termice, vol II, Editura MIRTON, Timişoara, 2002.

4. W. Traupel, Thermiche Turbomaschinen, Zweiter Bond Springer Verlag, Berlin,

Heidelberg, New York, 1982.

5. T. Grecu, Turbine şi turbocompresoare, vol II, Editura Didactică şi Pedagogică,

Bucureşti, 1967.

6. V. F. Riss, Compresoare centrifuge, Editura Tehnică, Bucureşti, 1958.

7. V. Pimsner, Maşini cu palete, Editura Tehnică, Bucureşti, 1988.

8. V. Pimsner, C. Berbente, ş.a., Procese în maşini termice cu palete, Aplicaţii şi problem,

Editura Tehnică, Bucureşti, 1986.