I. Краткие сведения по теории рабочих процессов

I. Краткие сведения по теории рабочих процессов

Осевой компрессор

В стационарных газотурбинных установках широкое распространение нашли осевые компрессоры ввиду большого расхода воздуха и высокой эффективности процессов сжатия (высоких значений степени сжатия  при приемлемых значений КПД ), рис. 1.

 

 

Рис. 1. Схема осевого компрессора: 1 - входной патрубок; 2 - входной направляющий аппарат (ВНА); 3 - венец лопаток направляющего аппарата (НА); 4 - выходной НА; 5 - выходной патрубок; 6 - подшипники ротора;
РК - венец лопаток рабочего колеса (РК); I и II-расчетные сечения параметров воздуха

 

Степень повышения давления по статическим и по полным давлениям:

 

; ,                                    (1)

 

где индексами 1 и 2 обозначены значения давления на входе и на выходе из компрессора.

Степень повышения давления в ступени не превышает 1,2-1,25; поэтому осевые компрессоры выполняются многоступенчатыми.

Процесс сжатия воздуха в компрессоре в h - s диаграмме представлен на рис. 2. Параметры потока воздуха на входе и на выходе принимаются на некотором удалении от рабочих лопаток компрессора (входных и выходных направляющих аппаратов), сечения I и II (рис. 1), которое определяются конструктивными и технологическими факторами.

Изоэнтропическую работу на сжатие воздуха в компрессоре Н _из и  представляют соответственно для статических и заторможенных параметров, h _{из.ст i} - изоэнтропическая работа на сжатие воздуха в ступенях (рис. 2). Изоэнтропический напор по статическим и заторможенным параметрам определяют по соотношениям, представляющим работу, затрачиваемую в компрессоре в идеальном (адиабатическом) процессе сжатия:

 

; ; или (2)

 

  .       (2а)

 

 

Рис. 2. h– s диаграмма процессов сжатия воздуха

 

Нетрудно установить, что эти формулы идентичны между собой, представляют разные формы записи процесса сжатия воздуха в компрессоре. В этом легко можно убедиться, поставив выражение для показателя процессов , а также используя известное термодинамическое соотношение . Например, подставив эти соотношения в (2) и выполнив некоторые преобразования, получим выражение (2а).

Применение конкретной формы записи для расчета изоэнтропической работы зависит от того, каким набором исходной информации располагает пользователь. Если имеются надежные данные по теплоемкости воздуха, проще применить соотношение (2а), в случае, когда таких данных нет, лучше использовать формулы (2). При этом полезно помнить, что термодинамические параметры для воздуха известны:  = 1,41 и  Дж/кг·град. В этих соотношениях приближенно можно принять температуру воздуха на входе в компрессор равной температуре окружающего воздуха Т ₁» Т ₀.

Действительные процессы сжатия идут с потерями (с повышением энтропии), работа в реальном процессе обозначена Н _к и , реальные работы в ступенях - h _{ст i}. Из рис. 2 следует, что изоэнтропический напор в действительном процессе сжатия воздуха не равен изоэнтропическому напору идеального цикла, например, . Вследствие выделения теплоты трения происходит повышение начальной температуры воздуха на входе в ступень. По этой причине изоэнтропический напор в проточной части компрессора в действительном процессе  > . Данное отличие учитывают при помощи коэффициента затраты энергии. Он представляет дополнительную работу на привод компрессора из-за выделения теплоты трения, . Коэффициент затраты энергии зависит от степени сжатия, КПД ступеней, показателя процессов сжатия, числа ступеней компрессора . В расчетах принимают приближенно
 1,02…1,04; = , где z–число ступеней компрессора.

Изоэнтропический (адиабатический) КПД компрессора по статическим и заторможенным параметрам

 

; .                            (3)

 

На практике чаще пользуются заторможенными параметрами. Коэффициент полезного действия  осевых компрессоров равен 0,85…0,9. Имеются сведения о том, что в последних разработках адиабатический КПД достигает (ГТУ V94.2 Simens)  » 0,89.

Затраченная на сжатие воздуха работа в компрессоре равна

 

. (4)

 

Изменение температуры на выходе из компрессора определяют по формуле:

.                                     (5)

 

Рекомендации по выбору значений параметров в ступенях

 

На входе воздуха в первую ступень число Маха М < 0,7…0,72, скорости потока в высоконапорных компрессорах С _z1 = 140…170 м/с, в низконапорных – 100…130 м/с. При этом необходимо учитывать производительность компрессора, а также относительный диаметр втулки. От ступени к ступени осевую скорость С _z1 желательно снизить, это ведет к увеличению длины лопаток l, следовательно, и росту КПД ступени. Снижение С _z на каждой ступени составляет приблизительно 10…15 м/с. Коэффициент расхода для первой ступени на среднем диаметре  равен 0,55…0,75.

Если задано число оборотов ротора n, обычно принимают n = 3000 об/мин (использование редукторов нежелательно из-за низкого КПД, повышенного износа, шума, малой надежности), окружные скорости ограничивают 120…270 м/с. Увеличение окружной скорости за счет больших диаметров может привести к малым высотам лопаток и, следовательно, к низким КПД.

Для первой ступени уменьшение относительного втулочного диаметра =  позволяет снизить поперечные (мидельные) размеры компрессора. Обычно для первой ступени  = 0,45…0,65. В последующих ступенях  увеличивают, для последних ступеней  = 0,9…0,92.

Коэффициент теоретического напора в ступени  выбирают равными в пределах 18…38 кДж/кг. Показатель политропического сжатия в реальных условиях n = 1,45…1,52. Для первой ступени  = (0,5…0,6) h _ср. В средних ступенях можно на 15…20 % превысить средний напор  = (1,15…1,2) h _ср. В последних ступенях рекомендуется  несколько снизить по отношению к среднему  = (0,95…1,0) h _ср.

В ступенях густота решеток не должна превышать , в противном случае появляются проблемы с размещением лопаток на втулке диска.

Для первых ступеней КПД рекомендуется выбирать равным 0,88…0,89; для средних 0,9…0,92; для последних около 0,87. В высоконапорных компрессорах при больших окружных скоростях кинематическую степень реактивности на среднем диаметре выбирают ; данное значение может быть принято равным для всех ступеней. В компрессоре с низконапорными ступенями .

Относительная длина лопаток первой ступени  при ;  для средних ступеней и  в последних ступенях.

В стационарных компрессорах передние и задние осевые зазоры принимают одинаковыми и равными . Относительный радиальный зазор , абсолютную величину выбирают равной около 1 мм.

 

Газовая турбина

 

Осевые турбины позволяют реализовать большие расходы газов (практически не ограниченные) поэтому используются в стационарных энергетических газотурбинных установках.

Расширение газов представляет естественный процесс, поэтому сопровождаются меньшими потерями, чем процессы сжатия. По этой причине в одной ступени можно реализовать значительно больший теплоперепад, нежели в компрессоре. Следовательно, число ступеней турбины существенно меньше по сравнению с компрессорами и обычно не превышает 3…4, максимум 5 ступеней.

Процессы расширения газов в турбине являются пространственными, трехмерными. Однако часто в расчетах используют упрощенное – одномерное приближение.

За последней ступенью РК может устанавливаться спрямляющий - направляющий аппарат для снижения вихревых потерь в выходном устройстве, рис. 3.

Процессы, происходящие в ступенях идентичны, приводимые ниже количественные соотношения справедливы как для отдельной ступени, так и многоступенчатой турбины. Естественно, при этом должны использоваться соответствующие параметры газового потока-рабочего тела турбины.

Механическая работа, например, первой ступени, представляет разность полных энтальпий потока газов на входе и на выходе из ступени, рис. 4.

Рис. 3. Принципиальная схема газовой турбины

 

 

 

Рис. 4. h – s диаграмма процессов расширения газов в турбине

 

 

Параметры газового потока на входе и на выходе из турбины обозначены индексами 3 и 4, на выходе из соплового аппарата и рабочего колеса первой ступени-1 и 2 соответственно.

 

.                       (6)

 

Из графика рис. 4 b можно заметить, что работа изоэнтропического расширения в действительном процессе, например, расширения в сопловом аппарате ступени 3_из.д-1 больше, чем идеального процесса  за счет расхождения изобар. Данное отличие учитывается коэффициентом возврата теплоты в многоступенчатой турбине. Часть работы затрачивается на преодоление гидравлических сопротивлений и протечки газов через зазоры, при которых выделяется теплота. В последующих ступенях это теплота частично преобразуется в полезную работу, следовательно, возвращается в рабочий процесс. Это часть работы оценивают коэффициентом возврата теплоты.

Потери в ступени, а также многоступенчатой турбины выражают изоэнтропическим–адиабатическим КПД в заторможенных или статических параметрах

.                      (7)

 

Иногда в практических расчетах используют несколько другое представление формулы (6) для расчета иэоэнтропической работы.

Используя известное термодинамическое соотношение для теплоемкости  соотношение (6) можно представить в виде

 

.                                (8)

 

Температура газов на выходе из турбины рассчитывается по известной формуле

 

.                                         (9)

 

Как видно из предыдущих соотношений, теоретические (изоэнтропические) и действительные значения работы в турбине, а также в турбинных ступенях могут быть вычислены только при известных значениях термодинамических свойств рабочего тела газовой турбины: С _р, Т ₃,  и .

Термодинамические параметры продуктов сгорания, естественно, зависят от температуры и состава газов, образующихся при горении ТВС, которые в свою очередь зависят от энергетических характеристик (энтальпии) и углеводородного состава топлива.

В настоящее время используется три вида органического топлива на стационарных газотурбинных установках: природный газ, дизельное топливо и соляровое масло. Последний вид горючего иногда называют топливом для ГТУ. С развитием науки и технического развития возможно появлений новых видов топлив, полученных искусственным путем.

Термодинамические параметры продуктов сгорания перечисленных топлив в среде атмосферного воздуха при широкой вариации исходных данных в разумных пределах приведены в работе [5].

Температура образовавшихся газов Т ₃ зависит от коэффициента избытка и температуры воздуха, используемого для сжигании топлива.

Температуру воздуха на выходе из компрессора рассчитывают по соотношению (5). Следовательно, для вычисления Т ₂ должны быть заданы кроме температуры воздуха на входе в компрессор степень сжатия и адиабатический КПД внутренних процессов. Для определения температуры воздуха на выходе из компрессора может быть использованы графические зависимости, представленные на рис. 5.

Рекомендации по выбору значений параметров при расчете

Газовой турбины

 

Количество параметров, оказывающих влияние на расчет размеров проточной части газовой турбины довольно большое. Некоторые из них взаимосвязаны и в ходе выполнения газодинамических, конструктивных, прочностных и технологических расчетов могут быть уточнены и изменены. Учет влияния перечисленных факторов на этапе выполнения учебного проекта не представляется возможным. Поэтому глубина проработки приближенного газодинамического расчета выбрана самой низкой (как часто отмечают, «низкого иерархического уровня–сложности»). Целесообразно в таких ситуациях использовать некоторые рекомендуемые приближенные соотношения, полученные обобщением, как правило, экспериментальных результатов и опыта создания газовых турбин.

Если перепад давлений в ступенях многоступенчатой турбины одинаков, то , где z-число ступеней. Аналогичное соотношение имеет место и для КПД турбины . Однако, при этом должен учитываться коэффициент возврата теплоты в ступенях, значение которого принимают равным в интервале a_ст = 1,02…1,04. Для многоступенчатых турбин рекомендуется следующая формула .

 

 

Рис. 5. Зависимость температуры воздуха на выходе из компрессора

от степени сжатия и внутренних потерь

 

Кинематическую степень реактивности ступени  рекомендуется выбирать равной 0,5 (конгруэнтная ступень), когда степень расширения газов в сопловом аппарате и в рабочем колесе равны.

Термогазодинамическая нагрузка турбинной ступени характеризуется коэффициентом нагрузки , т.е. отношением h _ст к квадрату окружной скорости, а также коэффициентом газодинамической нагрузки x = u / c _из, где изотермическая (идеальная, теоретическая) скорость истечения потока c _из= . Имеют место следующие зависимости между этими параметрами: . Значение  для неохлаждаемых турбин не должно превышать 2,0…2,2 (это соответствует среднему значению = 1,3…1,6), в противном случае заметно падает КПД ступени. При выполнении расчетов полезным является также использование отношения для турбинной ступени  = 180…200. Здесь  и  абсолютная скорость и заторможенная температура потока газов на выходе из лопаточного канала рабочего колеса, т.е. из ступени.

Оптимальное значение относительного шага лопаток , где
b –хорда лопаток, для сопловых решеток и рабочего колеса равны:
= 0,6…0,9;  0,5…0,8.

Обычно на выходе из турбины газодинамический канал имеет форму расширяющегося (диффузорного) сечения, где скорость потока отработавших газов снижается, разумеется, при этом растет давление, рис. 6. Полное давление  должно обеспечить преодоление аэродинамического сопротивления котла утилизатора, = . Статическое давление газов за турбиной  меньше  на величину .

Снижение  способствует увеличению общего перепада давлений на турбине , следовательно, росту мощности газовой турбины. Но с другой стороны, потери с выходной скоростью представляют снижение общего перепада энтальпии потока. В расчетах принимается допущение, что параметры потока на выходном направляющем аппарате не меняются (происходит гашение только окружной компоненты газового потока). Скорости потока газов на входе в КУ принимают равными 80…100 м/с.

Из условий прочности окружную скорость на среднем диаметре рабочего колеса ограничивают для неохлаждаемых турбин U _ср £ 330…350 м/с, что соответствует теплоперепаду в ступени h _ст = 150…220 кДж/кг.

Для охлаждаемых турбин U _ср = 380…400, h _ст = 350…450 кДж/кг, среднее значение  = 2,0…2,2. Рекомендуется для первой ступени выбирать максимально допустимое значение , для последней  = (1,1…1,2) h _{ст ср}.

При больших расходах газа осевая компонента скорости на выходе из турбины может достигать С _4а = 280…300 м/с, максимально приближенной к осевой.

Выходной угол потока газов рекомендуется выбирать в диапазоне
 ³ 80…85°.

Предварительный расчет компрессора

 

4. Задаемся в предварительном расчете осевой скоростью на входе в первую ступень  равной 100 . Это нужно для оценки потерь давления во входном устройстве. Значения осевых скоростей по ступеням компрессора обозначены элементами массива Cz(i), номера элементов динамического массива i соответствуют номерам ступеней, размерность массива (число i) определяется в ходе выполнения программы. В дальнейшем имеется возможность корректировки значений Cz(i) по желанию пользователя программы.

5. Скорость потока на входе в первую ступень равна , что соответствует углу поворота потока во входном направляющем аппарате на 35 градусов.

6. Задаемся коэффициентом потерь кинетической энергии во входном устройстве  (dzeta=10 %)

7. Определяем теплоемкость воздуха при  К.

Для определения теплоемкости воздуха при различных температурах рекомендуется пользоваться следующим аппроксимирующим полиномом Чебышева третьего порядка, полученным обобщением опытных данных:

 

.

 

Данная аппроксимация справедлива в интервале  К, размерность рассчитанной теплоемкости в кДж/(кг град).

8. Температура воздуха на входе в первую ступень. . Размерность С _р в данном соотношении имеет размерность Дж/(кг К). Определяемое по аппроксимационной формуле (п.7) значение С _р в кДж/(кг К), по этой причине в предыдущем соотношении второе слагаемое необходимо принять как . Ввиду того, что имеется рекурсивная (взаимная) зависимость между температурой и теплоемкостью [ Т ₁(C_p) и C _p(Т₁)], а также ввиду того, что значение Т ₁ заранее не известно, на компьютерах определение температуры решается итеративным методом.

9. Давление потока на входе в первую ступень РК (р1)

 

,

 

где коэффициент гидравлических потерь давления по скорости (кинетической энергии)во входном устройстве и ВНА  принимается в диапазоне 0,05…0,2.

10. Плотность воздуха (ро1)

 

.

 

Размерность давления р ₁ в этом соотношении следует  принимать в Па.

11. Давление заторможенного потока (p1z)

 

 

12. Полное давление на выходе из компрессора (p2z)

 

 

В печать выводятся значения параметров  (po1, p1, p1z, t1, p2z)

13. Предварительно задаемся относительным втулочным диаметром первой ступени

 

,

 

а также коэффициентом загромождения (экранирования) проходного сечения потока (ометаемой площади) .

14. Наружный диаметр первой ступени (DH1)

 

 

15. Окружная скорость на внешнем радиусе (U)

 

 

16. Печатается рекомендуемое и расчетное значение окружных скоростей, в диалоговом режиме предлагается альтернативные варианты изменения, либо оставить без изменения значение U. Если принято решение об изменении окружной скорости, необходимо ввести новое значение числа оборотов. В этом случае происходит уточнение значений U, D _H1, D вт1, которые выводятся на экран ПК.

17. Высота лопаток первой ступени (lr1)

 

 

18. Ширина лопаток первой ступени (br1)

 

,

 

значение относительной длины лопаток первой ступени  принято равным 2,6.

19. Окружная скорость на среднем диаметре РК первой ступени (Ucr1)

 

 

20. Число Маха на входе в РК первой ступени (M1)

 

 

21. Температура заторможенного потока на входе в РК первой ступени (T1z)

 

.

 

Размерность C p, как и в п. 8, необходимо принимать в Дж/кг град.

22. Адиабатическая (изоэнтропическая)работа сжатия в компрессоре (Had)

 

 

23. Выбираем среднее значение показателя политропического сжатия воздуха. Изменение (np) выбрано в виде линейной зависимости показателя политропного процесса в интервале ;  при ; . Тогда

 

 

24. Осредненный изоэнтропический КПД компрессора (kpdadk)

 

 

Выводятся в экран значения параметров

DH1, Dвт1, lрк1, Cz1, M1, , Haд,

(DH1, Dvt1, Lr1, Cz(1), M1, T1z, Had, kpdadk)

25. Задаемся средним значением коэффициента затраты энергии в ступени компрессора (alfact) . Тогда приближенно коэффициент затраты энергии в компрессоре равен a = za_ст. Поскольку число ступеней компрессора определяется ниже при выполнении п. 28, организовано итеративное уточнение его значения.

26. Работа, затраченная в компрессоре

 

 

27. Осредненная адиабатическая (изоэнтропическая) работа в ступени (cth), (аппроксимирована следующей линейной зависимостью)

 

 

28. Число ступеней (zct)

 

,

 

которое округляется до ближайшего целого значения

29 Вывод в печать результатов промежуточных расчетов

Н_К, h_{ст из}, z, nct (Hk, cth, zct, nct),

где nct - округленное до целого число ступеней компрессора.

30. Распределяем адиабатическую работу компрессора по ступеням в следующей последовательности:

- организуем одномерный динамический массив работ в ступенях hct(i));

- определяем среднюю работу ступени (hcp) ;

- назначаем работу в ступенях компрессора hct(i) следующим образом: для первых трех ступеней принимаем: hct(1)=0,5* ; hct(2)=0,78* ; hct(3)=0,91* ; работа в последней ступени hct(nct)=0,91* ; в остальных ступенях hct(i)=1,2* , где .

Предусмотрен останов выполнения программы (pause ‘prov1’) с тем, чтобы успеть записать нужную информацию. Программный останов будет происходить неоднократно. Продолжение выполнения программы в этих случаях происходит при нажатии клавиши ENTER.

С данной позиции в программе начинается выполнение расчетов по ступеням.

Исходные данные

 

По запросу выбирается вид топлива (вид топлива определяется заданием целочисленной переменной vidt=  при выполнении программы в диалоговом режиме), температура Т ₂ в градусах К и давление р ₂ в МПа воздуха на выходе из компрессора, температура газов на входе в турбину Т ₃ в К, расход газов  кг/с.

 

ЛИТЕРАТУРА

 

1. Шигапов А.Б. Стационарные газотурбинные установки тепловых электрических станций /А.Б. Шигапов.– Казань. Изд-во КГЭУ. 2006. -316 с.

2. Стационарные газотурбинные установки. Справочник под редакцией Л.В. Арсеньева и В.Г. Тырышкина. – Л.: Машиностроение. 1989. -543 с.

3. Цанев С.В. Газотурбинные и парогазовые установки тепловых электростанций /С.В. Цанев, В.Д. Буров, А.Н. Ремезов. – М.: Изд–во МЭИ. 2002. –584 с.

4. Костюк А.Г. Газотурбинные установки /А.Г. Костюк, А.Н. Шерстюк. – М.: Высшая школа.1979. -254 с.

5. Шигапов А.Б. Термодинамические свойства продуктов сгорания топлив стационарных ГТУ. Методическое пособие /А.Б. Шигапов, И.Ю. Силов, А.В. Калимуллин. –Казань. Изд–во КГЭУ. 2009. -16 с.

 

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

		стр.
I.	Краткие сведения по теории рабочих процессов………...	3
1.1.	Осевой компрессор……………………………………….	3
1.2.	Рекомендации по выбору значений параметров в ступенях…………………………………………………………..	6
1.3.	Газовая турбина…………………………………………..	7
1.4.	Рекомендации по выбору значений параметров при расчете газовой турбины……………… ……………………..	10
II.	Расчет осевого компрессора и турбины…………………..	13
2.1.	Порядок расчета осевого компрессора……………………	13
2.1.1.	Предварительный расчет компрессора……………...…….	13
2.1.2.	Расчет осевого компрессора по ступеням…………………	18
2.1.3.	Расчет выходного тракта компрессора, параметры потока воздуха на входе в камеру сгорания….………………...	23
2.2.	Порядок расчета газовой турбины………………………...	24
2.2.1.	Исходные данные…………………...………………………	24
2.2.2.	Последовательность расчета осевой турбины…………..	25
3.	Контрольные вопросы……………………………………...	29
	ЛИТЕРАТУРА	31

 

I. Краткие сведения по теории рабочих процессов

Осевой компрессор

В стационарных газотурбинных установках широкое распространение нашли осевые компрессоры ввиду большого расхода воздуха и высокой эффективности процессов сжатия (высоких значений степени сжатия  при приемлемых значений КПД ), рис. 1.

 

 

Рис. 1. Схема осевого компрессора: 1 - входной патрубок; 2 - входной направляющий аппарат (ВНА); 3 - венец лопаток направляющего аппарата (НА); 4 - выходной НА; 5 - выходной патрубок; 6 - подшипники ротора;
РК - венец лопаток рабочего колеса (РК); I и II-расчетные сечения параметров воздуха

 

Степень повышения давления по статическим и по полным давлениям:

 

; ,                                    (1)

 

где индексами 1 и 2 обозначены значения давления на входе и на выходе из компрессора.

Степень повышения давления в ступени не превышает 1,2-1,25; поэтому осевые компрессоры выполняются многоступенчатыми.

Процесс сжатия воздуха в компрессоре в h - s диаграмме представлен на рис. 2. Параметры потока воздуха на входе и на выходе принимаются на некотором удалении от рабочих лопаток компрессора (входных и выходных направляющих аппаратов), сечения I и II (рис. 1), которое определяются конструктивными и технологическими факторами.

Изоэнтропическую работу на сжатие воздуха в компрессоре Н _из и  представляют соответственно для статических и заторможенных параметров, h _{из.ст i} - изоэнтропическая работа на сжатие воздуха в ступенях (рис. 2). Изоэнтропический напор по статическим и заторможенным параметрам определяют по соотношениям, представляющим работу, затрачиваемую в компрессоре в идеальном (адиабатическом) процессе сжатия:

 

; ; или (2)

 

  .       (2а)

 

 

Рис. 2. h– s диаграмма процессов сжатия воздуха

 

Нетрудно установить, что эти формулы идентичны между собой, представляют разные формы записи процесса сжатия воздуха в компрессоре. В этом легко можно убедиться, поставив выражение для показателя процессов , а также используя известное термодинамическое соотношение . Например, подставив эти соотношения в (2) и выполнив некоторые преобразования, получим выражение (2а).

Применение конкретной формы записи для расчета изоэнтропической работы зависит от того, каким набором исходной информации располагает пользователь. Если имеются надежные данные по теплоемкости воздуха, проще применить соотношение (2а), в случае, когда таких данных нет, лучше использовать формулы (2). При этом полезно помнить, что термодинамические параметры для воздуха известны:  = 1,41 и  Дж/кг·град. В этих соотношениях приближенно можно принять температуру воздуха на входе в компрессор равной температуре окружающего воздуха Т ₁» Т ₀.

Действительные процессы сжатия идут с потерями (с повышением энтропии), работа в реальном процессе обозначена Н _к и , реальные работы в ступенях - h _{ст i}. Из рис. 2 следует, что изоэнтропический напор в действительном процессе сжатия воздуха не равен изоэнтропическому напору идеального цикла, например, . Вследствие выделения теплоты трения происходит повышение начальной температуры воздуха на входе в ступень. По этой причине изоэнтропический напор в проточной части компрессора в действительном процессе  > . Данное отличие учитывают при помощи коэффициента затраты энергии. Он представляет дополнительную работу на привод компрессора из-за выделения теплоты трения, . Коэффициент затраты энергии зависит от степени сжатия, КПД ступеней, показателя процессов сжатия, числа ступеней компрессора . В расчетах принимают приближенно
 1,02…1,04; = , где z–число ступеней компрессора.

Изоэнтропический (адиабатический) КПД компрессора по статическим и заторможенным параметрам

 

; .                            (3)

 

На практике чаще пользуются заторможенными параметрами. Коэффициент полезного действия  осевых компрессоров равен 0,85…0,9. Имеются сведения о том, что в последних разработках адиабатический КПД достигает (ГТУ V94.2 Simens)  » 0,89.

Затраченная на сжатие воздуха работа в компрессоре равна

 

. (4)

 

Изменение температуры на выходе из компрессора определяют по формуле:

.                                     (5)

 

Рекомендации по выбору значений параметров в ступенях

 

На входе воздуха в первую ступень число Маха М < 0,7…0,72, скорости потока в высоконапорных компрессорах С _z1 = 140…170 м/с, в низконапорных – 100…130 м/с. При этом необходимо учитывать про