PODSTAWY I PROBLEMY PROJEKTOWANIA PROMIENIOWYCH

ZESZYTY
Nr 6
NAUKOWE P OLI TECHNI KI P OZNAŃSKIEJ
Budowa Maszyn i Zarządzanie Produkcją
2007
JANUSZ WALCZAK
PODSTAWY I PROBLEMY PROJEKTOWANIA
PROMIENIOWYCH MASZYN SPRĘŻAJĄCYCH
W referacie wskazano, że metody projektowania maszyn sprężających nie są wystarczająco
dokładne. Droga do ich doskonalenia wiedzie poprzez badania eksperymentalne oraz analizy numeryczne przepływu. Projektowanie procesu sprężania i stopni sprężających należy rozpatrywać także
w kontekście konstrukcji całego agregatu maszyny. Do wstępnych wyborów konstruowania stopnia
w dalszym ciągu pomocna jest teoria podobieństwa przepływu i wprowadzone na tej podstawie
wskaźniki charakterystyczne. W referacie zasygnalizowano tematykę prac prowadzonych w Katedrze Techniki Cieplnej oraz przedstawiono producentów i sprzedawców maszyn sprężających na
terenie Wielkopolski.
Słowa kluczowe: maszyny sprężające, mechanika płynów
Spis oznaczeń
a – prędkość dźwięku
b – szerokość wirnika
c – prędkość bezwzględna
cp, cv – ciepło właściwe przy stałym ciśnieniu lub objętości
D – średnica
i– entalpia
Kn – wskaźnik szybkobieżności
Kn =
∗ 0,5
V
× ψs
−0 , 75
−0 , 75
= 0,0351 × V& 0,5 × ∆i sc
×n
m& – strumień masy
M – liczba Macha, M = c/a
n – prędkość obrotowa
∆p,∆pc – przyrost ciśnienia statycznego i całkowitego
r– promień
s – szczelina
Re – liczba Reynoldsa, Re =u2D2/ν
u – prędkość obwodowa wirnika
V& – strumień objętości, wydajność
α – kąt położenia wektora prędkości bezwzględnych
J.Walczak
136
β – kąt położenia wektora prędkości względnych
δ – wskaźnik średnicy
−0 , 5
0 , 25
δ = * ×ψ
= 1,0536 × V& −0,5 × ∆i
v
s
0 , 25
sc
× D2
ζ – współczynnik strat
ηs, ηp, ηst – współczynnik sprawności: sprawność izentropowa, politropowa i
stopnia
κ – stosunek ciepeł właściwych, κ = cp /cv, lub wykładnik izentropy,
ν – współczynnik lepkości kinematycznej
π – spręż, stosunek ciśnień, π = pt / ps
ρ – gęstość
ϕV∗ – wskaźnik wydajności, ϕV∗ =
4V&
πD22u2
ϕV – wskaźnik prędkości, ϕV = ϕ2r =
c2 r
b
= ϕV∗ / 4 2
u2
D2
ψc – wskaźnik spiętrzenia całkowitego, ψ c =
∆p c
1 2
ρu 2
2
ψs – wskaźnik izentropowego całkowitego przyrostu entalpii ψ s =
ψp – wskaźnik pracy, ψ p =
∆isc
1 2
u2
2
u2c2u ψ s
.
=
1 2 η st
u2
2
1. WPROWADZENIE
Metody projektowania promieniowych maszyn sprężających są dość rozwinięte, nie na tyle jednak, aby można było w sposób jednoznaczny i optymalny
zaproponować rozwiązanie konstrukcyjne.
Niedostateczne rozpoznanie zjawiska przepływu i niewystarczająca dokładność metod jego obliczania oraz projektowania maszyn były impulsem do podjęcia szerokich prac eksperymentalnych i teoretycznych dotyczących zasadniczych kanałów promieniowego stopnia sprężającego – wirników, dyfuzorów
bezłopatkowych i łopatkowych, kolektorów oraz kierownicy wstępnej.
Nowych maszyny mogą być projektowane przebiegać w różny sposób. Może
to być powielanie rozwiązań konstrukcyjnych znanych maszyn (pierwsze podejście) lub kojarzenie elementów stopnia – wirnika, dyfuzora, kolektora i innych –
o znanych osiągach i tworzenie z nich nowych konstrukcji, również w innej skali
Podstawy i problemy projektowania ...
137
geometrycznej (drugie podejście). Można też proponować zupełnie nowe rozwiązania konstrukcyjne na podstawie własnych szerokich analiz przepływu w
poszczególnych elementach stopnia (trzecie podejście). W zależności od okoliczności wybiera się odpowiednie podejście do projektowania.
Aby dokonać wstępnego wyboru rozwiązania konstrukcyjnego, na ogół posługujemy się teorią podobieństwa przepływów. Po wstępnym ustaleniu zakresów prędkości obrotowej wirnika oraz jego średnicy, ewentualnie jeszcze kilku
innych wielkości, należy przeanalizować możliwości rozwiązań konstrukcyjnych ze względów technologicznych, wytrzymałościowych, materiałowych,
trwałościowych, niezawodnościowych, ekonomicznych (np. koszt wykonania i
eksploatacji) oraz innych. Chociaż z reguły zamierza się zaprojektować maszyny
o wysokiej sprawności, opierając się na wiedzy termodynamicznoprzepływowej, to ostateczny rezultat jest kompromisem między dążeniem do
maksymalnej sprawności a wyżej wymienionymi względami, które mogą to
dążenie ograniczać. Ograniczenia te nie muszą być niezmienne. Wraz z rozwojem możliwości konstrukcyjnych, technologicznych i materiałowych oraz metod
obliczania i projektowania ograniczenia te maleją, zmieniają się lub znikają.
Stąd pewne starsze rozwiązania konstrukcyjne maszyn, uwzględniające ówczesne ograniczenia, nie muszą być obecnie wzorem do powielania.
W następnej kolejności, po uwzględnieniu powyższych ograniczeń i wyborze
ogólnej koncepcji, można przystąpić do szczegółowego kształtowania geometrii
wszystkich kanałów stopnia sprężającego. To szczegółowe kształtowanie geometrii kanałów może przebiegać różnie w zależności od dostępu do szerokich
danych doświadczalnych oraz teoretycznych metod analiz przepływu, które mogą być oparte na ujęciach jednowymiarowych lub bardziej zaawansowanych
rozwiązaniach trójwymiarowych przepływów płynów lepkich i ściśliwych. Możliwości dysponowania bogatymi danymi doświadczalnymi oraz odpowiednio
zaawansowanymi programami analizy przepływu określają szansę na uzyskanie
rozwiązania konstrukcyjnego o wysokiej sprawności.
Przykłady maszyn sprężających podano na rys. 1, 2 i 3.
2. PROBLEMY PROJEKTOWANIA AGREGATÓW PROMIENIOWYCH
MASZYN SPRĘŻAJĄCYCH
2.1. Sformułowania ogólne
Problemy projektowania maszyn sprężających są bardzo różnorodne. Tutaj
ograniczymy się wyłącznie do sprężania gazów w maszynach promieniowych.
Maszyny te, ze względu na wysokość sprężu (przyrostu ciśnienia), dzielimy
umownie na:
– wentylatory – tylko jednostopniowe,
138
J.Walczak
– dmuchawy – jednostopniowe i wielostopniowe, jednowatowe,
– sprężarki – jednostopniowe i wielostopniowe, jedno i wielowałowe.
Rys. 1. Sprężarka promieniowa
Fig. 1. Radial compressor
Podstawy i problemy projektowania ...
Rys. 2. Dmuchawa wielostopniowa
Fig 2. Multi stage blower
Rys. 3. Schemat odprężarki
Fig 3. Scheme of the compressor
139
140
J.Walczak
W tytule tego punktu użyto pojęcia „agregat”, jako że w procesie projektowania należy brać pod uwagę nie tylko sam stopień sprężający, ale wszystkie
elementy, zespoły czy układy, które tworzą maszynę – agregat.
Na maszynę sprężającą – agregat, składają się:
– stopień sprężający, spełniający zasadniczą funkcję agregatu – sprężanie gazu;
– napęd: przekładnia zębata (na ogół multiplikator), przekładnia pasowa, łożyskowanie wału (toczne lub ślizgowe), sprzęgło, silnik – elektryczny, spalinowy, turbinowy, przemiennik częstotliwości (zmiana prędkości obrotowej
silnika elektrycznego a tym samym zmiana charakterystyk maszyn sprężających);
– układ smarowania;
– układy chłodzenia: sprężanych gazów, wody chłodzącej, oleju, łożysk, układy rozruchu i zatrzymania, kontroli pracy, sterownia i regulacji procesu sprężania;
– układy tłumienia hałasu: tłumiki hałasu, obudowy dźwiękochłonne;
– podstawa – rama wraz z układem tłumienia drgań mechanicznych.
Kryteria doboru rozwiązań konstrukcyjnych agregatu oraz jego układów i
podzespołów są bardzo zróżnicowane; należy wymienić przede wszystkim:
– sprawność energetyczna stopnia sprężającego;
– sprawność energetyczna napędu – przekładni zębatej, pasowej, łożyskowania;
– zużycie wody chłodzącej, oleju;
– okresy wymiany części i zespołów oraz remontów;
– trwałość i niezawodność;
– koszty wytwarzania – materiały i technologia.
Funkcją celu procesu konstruowania i wytwarzania jest optymalne zaprojektowanie i wytworzenie agregatu maszyny sprężającej z uwzględnieniem powyższych kryteriów, zapewniających minimum kosztów sprężania (inwestycji i eksploatacji), w określonym przedziale czasu eksploatacji maszyny. Jest to kryterium przyjmowane przez użytkownika (kompetentnego, przygotowanego), który
dokonuje wyboru producenta.
Spełnienie tego kryterium zapewnia się przede wszystkim na etapie projektowania. Stąd należy przyjąć odpowiednią metodykę projektowania, której podstawy są następujące:
– każdy zespół, układ czy element agregatu ma swoje kryteria czy wymogi
optymalnego konstruowania;
– kryteria te mogą być ze sobą sprzeczne, zatem konstrukcja agregatu jest
kompromisem i odstępstwem od optymalnych rozwiązań poszczególnych zespołów i układów;
– stąd też niezbędne jest przyjęcie stosownej filozofii (metodyki) projektowania – kompleksowej, integralnej, równoczesnej, współbieżnej, z uwzględnieniem wzajemnych oddziaływań kryteriów poszczególnych układów w celu
poszukiwania optymalnego kompromisu;
Podstawy i problemy projektowania ...
141
– przeciwieństwem tej metodyki jest projektowanie szeregowe każdego zespołu oddzielnie, po kolei, bez poszukiwania optymalnego rozwiązania i analizy
rozwiązań wariantowych poszczególnych zespołów i układów – wymaga to
współpracy na etapie projektowania różnych specjalistów z branż: termodyna-miczno-przepływowej, z zakresu wytrzymałości materiałów, materiałoznawstwa, podstaw konstrukcji maszyn, technologów, eksploatatorów, wibroakustyków itd.
Tworzenie konstrukcji maszyny jest zatem bardzo złożonym problemem, decydującym o ostatecznym efekcie produkcyjnym i ekonomicznym. Zgodnie z tą
ogólną metodyką projektowania prowadzone są prace badawczo-rozwojowe,
stosownie do danego typu maszyn sprężających.
Głównym jednak układem agregatu są stopnie sprężające i zagadnienia termodynamiczno-przepływowe procesu sprężania oraz optymalizacja doboru
geometrii stopnia sprężającego, ale z uwzględnieniem innych kryteriów, warunkujących spełnienie ogólnego kryterium użytkownika, czyli minimalnego kosztu
wytwarzania sprężonego gazu.
2.2. Optymalizacja termodynamiczno-przepływowa promieniowego
stopnia sprężającego
Promieniowe maszyny sprężające są budowane w różnych układach:
1) jednostopniowe – kierownica wstępna, wirnik, dyfuzor bezłopatkowy, łopatkowy – stały lub nastawialny, kolektor, dyfuzor wylotowy;
2) wielostopniowe:
– wielowałowe – mogą mieć takie same układy jak maszyna jednostopniowa,
– jednowałowe – dodatkowo: skrzynia wlotowa, przewały i kanały nawrotne.
W procesie projektowania dąży się do ustalenia optymalnej geometrii i kinematyki stopnia sprężającego, tak aby suma poszczególnych strat stopnia była jak
najmniejsza.
Na straty w stopniu składają się:
– straty w skrzyni wlotowej,
– straty w kierownicy wstępnej,
– straty w wirniku – jako suma strat tarcia i mieszania,
– straty w dyfuzorach,
– straty w kolektorze,
– straty w przewale i kanale nawrotnym,
– straty tarcia i brodzenia tarcz wirnika,
– straty przecieków.
Sprawność stopnia η i wielkość powyższych strat oraz ich udział w stratach
ogólnych stopnia ∆η są różne w zależności od wyboru geometrii i kinematyki
stopnia, a głównie od obranych wskaźników szybkobieżności Kn
J.Walczak
142
η = 1− Σ∆η =
1− ∆ηskrz.wlotowej − ∆ηkierownicy wstępnej − ∆ηwirnika − ∆ηdyfuzora bezłopatkowego −
∆ηdyfuzora łopatkowego − ∆ηprzewału − ∆ηkanału nawrotnego − ∆ηkolektora − ∆ηbrodzenia wirnika −
∆ηprzecieków .
Możliwość ustalenia optymalnej geometrii i kinematyki stopni (trójkątów
prędkości w poszczególnych przekrojach kontrolnych) oraz geometrii poszczególnych kanałów zależy od znajomości struktury przepływu w kanałach stopnia,
posiadanych wyników badań kanałów lub całych stopni – np. współczynników
strat lub sprawności jako funkcji różnych wielkości geometrycznych i kinematycznych, lub też od dostępu do programów komputerowych do rozwiązywania
przepływu 3D.
Jest oczywiste, że na obecnym etapie badań nasza wiedza nie jest pełna a
możliwości wykorzystania programów komputerowych 3D w praktyce projektowej nie są jeszcze zadowalające.
Obecnie w dalszym ciągu podstawą w projektowaniu maszyn sprężających są
jednowymiarowe ujęcia opisu ruchu płynu oraz teoria podobieństwa przepływu.
Posługujemy się tutaj różnymi wskaźnikami: wydajności ϕV* , prędkości ϕ2r,
izentropowego przyrostu entalpii ψsc, przekazanej pracy ψp, szybkobieżności Kn
oraz średnicy δ.
Na podstawie wyników badań tworzy się różne zależności sprawności stopnia od ww. wskaźników, np.:
η= f
(
*
V
,ψ sc
)
η = f (K n ,δ ) .
Wykresy te pozwalają na ustalenie zakresów prędkości obrotowych n oraz
średnic wirników D2. W następnym etapie projektowania, na podstawie analiz
przepływowych, ustala się szczegółową geometrię kanałów. Na tym etapie mogą
być użyte programy komputerowe do analiz przepływu wariantowych geometrii
kanałów i do optymalizacji ich geometrii.
Powyższe ogólne sformułowania należy odpowiednio rozszerzyć pod kątem
danego typu maszyny – jednostopniowej lub wielostopniowej (jedno-/ lub wielowałowej). W przypadku sprężarek wielostopniowych wykonuje się dodatkowo
analizę procesu sprężania z chłodzeniem, zmierzającą do optymalnego doboru
liczby stopni oraz rozmieszczenia chłodnic w procesie sprężania.
3. ZASTOSOWANIE TEORII PODOBIEŃSTWA PRZEPŁYWÓW W
PROJEKTOWANIU
Bardzo przydatna, we wstępnym wyborze rozwiązania konstrukcyjnego jest
teoria podobieństwa przepływów. Wskaźniki charakterystyczne sprężarek i wen-
Podstawy i problemy projektowania ...
143
tylatorów, określające kinematyczne i dynamiczne podobieństwo przepływów,
ustalone dla zbadanych maszyn o dobrej sprawności, mogą być wykorzystane do
tworzenia różnych wykresów, na przykład Cordiera, i być pomocne we wstępnym wyborze zasadniczych wielkości konstrukcyjnych. Takie postępowanie
daje szansę na uzyskanie dobrej sprawności maszyny, choć nie zawsze wybrane
rozwiązanie jest optymalne. Postępowanie to określa jednak pewne zakresy, w
których ostateczne rozwiązanie powinno się znaleźć.
Zgodnie z teorią podobieństwa, aby przepływy przez dwie maszyny były podobne, musi być zachowane:
– podobieństwo geometryczne kanałów przepływowych;
– podobieństwo kinematyczne, co oznacza też, że trójkąty prędkości, np. na
wlocie i wylocie wirnika (rys. 1) powinny być podobne;
– podobieństwo dynamiczne – znaczy to, że siły bezwładności i siły czynne
działające na gaz powinny być w stałym stosunku; w maszynach sprężających tymi siłami są siły tarcia, wynikające z lepkości gazu, oraz siły normalne, zmieniające gęstość gazu; podobieństwo tych pól sił określają odpowiednio liczby Reynoldsa i Macha;
– stałość własności termodynamicznych gazu, czyli takiego samego stosunku
wartości ciepła właściwego k (wykładnika izentropy).
Jeśli warunki te są zachowane, to sprawność maszyn powinna być równa.
b3
D3
3
b2
β* 2
2
α2
w2
β2
c2u u2
D2
D1s
D1t
β1t
u1t
1
s
c2
s
β*1t
c2r
D1h
c1t
b1
Rys. 4. Schemat dmuchawy promieniowej z wirnikiem osiowo-promieniowym typu półodkrytego
Rys. 4. Scheme of the radial flower with axial-radial impeller of the type uncovered
W zastosowaniu do maszyn sprężających, geometrycznie podobnych, w celu
zachowania powyższych warunków podobieństwa używa się odpowiednich
wskaźników charakterystycznych. Są to wskaźniki wydajności ϕV* (lub prędkości ϕ2r) oraz spiętrzenia całkowitego ψc lub izentropowego całkowitego przyrostu entalpii ψS (ewentualnie wskaźnika pracy ψp). Zamiast wskaźników ϕV* i ψs
J.Walczak
144
można wprowadzić nową parę wskaźników jako ich kombinację, mianowicie
wskaźniki szybkobieżności Kn i średnicy δ. Definicje wyżej wymienionych
wskaźników podano w spisie oznaczeń.
Wskaźniki wydajności ϕV* (oraz prędkości ϕ2r), jeśli mają określać kinematykę w całym stopniu, związane są ze ściśliwością gazu, czyli liczbą Macha.
Wskaźniki ψC, ψs, lub ψp są związane głównie z geometrią łopatek – β 2* , ale
będąc analogią do współczynników sił, są również funkcjami liczb Reynoldsa
i Macha oraz wykładnika izentropy κ. Można to zapisać w postaci
ψs (lub ψc, ψp, ψst) = f ( ϕV∗ , Re, M, κ).
Wskaźniki charakterystyczne sprężarek i wentylatorów mogą służyć do identyfikacji zbadanych konstrukcji i
η=65%
10
wyłonienia tych, które wykazywały
50
60
8
wysoką sprawność. Tworząc z tych
50 60
70
6
danych doświadczalnych wykresy
Osiowe
75
Kn= f(δ), η = f ( ϕV* ), η = f (Kn) lub
4
inne, można uzyskać informacje
3
przydatne do doboru wskaźników
Ψ =0,01
80
2
dla nowo projektowanych maszyn
0,02
K
pod kątem uzyskania wysokiej
sprawności. Przykład takiego wy1
0,05
kresu
podano na rys. 5.
0,8
0,1
85
Wykres ten jest zbiorem informacji
0,6
z badań wielu sprężarek i dmuchaw
0,2
0,4
– osiowych i promieniowych. Spo0,5
śród opisanych wskaźników posłu0,3
Promieniowe
żono się tutaj jedynie wskaźnikiem
0,2
szybkobieżności
K n . Wysoka
sprawność sprężarek promieniowych uzyskuje się dla zakresu Kn =
0,1
1,0
0,08
0,15÷0,25. Ta wskazówka dla kon2,0
0,06
struktora nie jest wystarczająca aby
0,6 0,8 1
2
3
4
6
8 10
δ 20
dokonać
wyboru rozwiązania
Rys. 5. Zależność między wskaźnikiem Kn a
optymalnego,
ponieważ dla wybrawskaźnikiem δ
nej
wartości
K
n można zaproponoFig. 5. Dependence between specific Speer Kn
wać różne rozwiązania, z różnymi
and specific diameter δ
wskaźnikami δ czy ϕ*V i ψs. Zatem bez dodatkowych informacji – wskazań co do geometrii i kinematyki stopnia – wybór dobrego rozwiązania jest utrudniony. Te problemy nie będą rozpatrywane.
s
n1
Podstawy i problemy projektowania ...
145
4. WSPÓŁPRACA Z PRZEMYSŁEM
Katedra Techniki Cieplnej Politechniki Poznańskiej zajmuje się tematyką
maszyn sprężających od początku lat sześćdziesiątych. Inicjatorem tych prac o
charakterze naukowo-badawczym i rozwojowym był prof. E. Tuliszka. Wtedy
nawiązaliśmy współpracę z Zakładami Budowy Maszyn i Aparatury im. L. Zieleniewskiego oraz OBR CEBEA w Krakowie. Wynikiem tych prac było kilka
konstrukcji jednostopniowych dmuchaw promieniowych, a ich produkcja była
przeznaczona na potrzeby krajowe oraz na eksport, głównie do pracy w fabrykach kwasu siarkowego. Do dzisiaj wiele z nich jest dalej eksploatowanych.
Były to konstrukcje oparte na wirnikach typu zakrytego, nitowane, a później
spawane.
Od połowy lat siedemdziesiątych podjęto badania wirników osiowopromieniowych typu półodkrytego. Następnie w latach osiemdziesiątych zaczęto
prace nad koncepcją typoszeregu jednostopniowych dmuchaw promieniowych,
konstrukcją stopnia sprężającego oraz agregatem dmuchawy. Prace te wykonywano we współpracy z OBR CEBEA oraz ZBMiA im. L. Zieleniewskiego. Były
one finansowane w ramach Centralnych Programów Prac BadawczoRozwojowych w latach 1986÷2000.
W 1989 roku nawiązano współpracę z Fabryką Urządzeń Mechanicznych W5 HCP. Program produkcyjny oraz zamierzenia rozwojowe tej fabryki pokazano
na rys. 6. Od ponad 25 lat fabryka W-5 jest producentem typoszeregu sprężarek
tłokowych chłodzonych wodą na ciśnienie 30 bar, przeznaczonych głównie do
rozruchu silników okrętowych – pole 3. Ze względu na wysoki koszt produkcji
tych sprężarek w porównaniu z konkurencją, trzeba opracować nową generację
konstrukcyjną sprężarek chłodzonych wodą i powietrzem oraz doprężarek. Prace
są w toku. Na rysunku 3 pokazano prototypową sprężarkę tłokową chłodzoną
wodą.
W 1989 roku podjęto pracę nad konstrukcją i uruchomieniem produkcji jednostopniowych dmuchaw promieniowych. Prototyp takiej dmuchawy powstał w
1991roku. Na tym prototypie z dyfuzorem bezłopatkowym i kierownicą wstępną
zrealizowano szeroki program badań wariantowych geometrii wirników po stronie wlotu. W wyniku tych badań ustalono optymalną geometrię wirnika oraz
wskaźniki bezwymiarowe – wydajności ϕ*V oraz szybkobieżności Kn.
Produkcja tych dmuchaw rozwinęła się. W-5 HCP SA produkuje obecnie
sześć wielkości typoszeregu o zakresie wydajności od ok. 1000 do ok. 40000
m3/h oraz przyrostów ciśnień od 0,3 do 0,95 bar – pole pracy 1. Dmuchawy te
produkowane są w układzie z dyfuzorem bezłopatkowym lub nastawialnym
dyfuzorem łopatkowym (rys. 4).
J.Walczak
146
100
50
p [bar]
20
3
10
2
5
2
4
1
1
0.5
5
6
0.2
0.1
0.01
0.02
0.05
0.1
0.2
0.5
1.0
2.0
5.0
10
20
[
50
100
]
V& ∗1000m3 h
Rys. 6. Pola 1 – jednostopniowe dmuchawy promieniowe, 2 – sprężarki promieniowe, 3 – sprężarki tłokowe, 4 – dmuchawy wysokociśnieniowe, 5 – dmuchawy wysokociśnieniowe na łożyskach
tocznych, 6 – dmuchawy wielostopniowe
Fig. 6. Fields 1 – one-stage radial flower, 2 – radial compressors, 3 – reciprocating compressors, 4
– multi-stage flower, 5 – high pressure flower with ball Bering, 6-multi-stage blower
Potrzeby rynku określiły dalsze działania badawczo-rozwojowe w celu opracowania konstrukcji i uruchomienia produkcji następujących typoszeregów maszyn sprężających:
1) jednostopniowych dmuchaw promieniowych na wysokie ciśnienia:
– na średnie i duże wydajności spręż π = 2 ÷ 3 – pole pracy 4 (rys. 6),
– na małe wydajności z użyciem łożysk tocznych, spręż do π = 1,6 –pole pracy 5 (rys. 6),
– konsekwencją jest przejście od dmuchaw jednostopniowych do maszyn wielostopniowych, czyli sprężarek promieniowych – pole pracy 2 (rys. 6),
2) wielostopniowe jednowałowe dmuchawy promieniowe o zakresie wydajności 100÷1500 m3/h oraz sprężu π = 1,2 ÷ 1,6 , konkurencyjne wobec dmuchaw
Roots’a oraz jednostopniowych dmuchaw promieniowych – pole pracy 6 (rys.
6).
Prace naukowo-badawcze oraz badawczo-rozwojowe objęte były dwoma
projektami badawczymi oraz czterema projektami celowymi KBN.
Podstawy i problemy projektowania ...
147
5. NAGRODY
1. Nagroda Ministra Nauki, Szkolnictwa Wyższego i Techniki, zespołowa II
stopnia za osiągnięcia w dziedzinie badań naukowych – za kompleksową
pracę z zakresu wysokosprawnych sprężarek i dmuchaw”, Warszawa 1977;
2. Nagroda Ministra Nauki, Szkolnictwa Wyższego i Techniki, zespołowa III
stopnia za pracę pt.„Teoria i badania trójwymiarowej turbulentnej warstwy
przyściennej oraz metoda obliczania przepływu w dyfuzorze bezłopatkowym,
Warszawa 1981;
3. Nagroda Ministra Edukacji Narodowej, indywidualna I stopnia za opracowanie projektów i wdrożenie do produkcji jednostopniowych dmuchaw promieniowych, Warszawa 1994;
4. Złoty Medal Międzynarodowych Targów Poznańskich POLEKO’94 za dmuchawę promieniową DA253A (w ramach współpracy z HCP), Poznań 1994;
5. Złoty Medal w konkursie „Głosu Wielkopolskiego” – „Swego nie znacie” za
produkcję dmuchaw dla oczyszczalni ścieków (w ramach współpracy z
HCP), Poznań 1994;
6. Brązowy Medal na Międzynarodowej Wystawie Innowacji Technicznych –
Pekin 1996 (w ramach współpracy z HCP);
7. Lider Polskiej Ekologii 1998 za pracę: Typoszereg dmuchaw promieniowych
DA – Ministerstwo Ochrony Środowiska, Zasobów Naturalnych i Leśnictwa
(w ramach współpracy z HCP).
8. II Międzynarodowy Konkurs na rozwiązanie z dziedziny OCHRONY Środowiska. Nagroda III Stopnia – za rozwiązanie: Typoszereg dmuchaw promieniowych DA, przyznana przez Stowarzyszenie Inżynierów i Techników
Przemysłu Hutniczego – Czechy. Nagroda dla prof. J. Walczaka i mgr inż. K.
Jazikowskiego – Bielsko Biała, 01.06.1999. (w ramach współpracy z HCP).
9. Nagroda Prezesa Rady Ministrów III Stopnia za wybitne krajowe osiągnięcia
naukowo-techniczne dla zespołu Politechniki Poznańskiej i firmy H. Cegielski-Poznań SA w składzie: mgr inż. Leszek Cichoń, mgr inż. Andrzej Ogórkiewicz, mgr inż. Witold Trzeciak, pod kierownictwem prof. dr hab. inż. Janusza Walczaka,Warszawa 2000.
10. Lider Rynku i Euro Lider – dwa certyfikaty za Dmuchawy promieniowe dla
HCP Poznań SA, Warszawa 2006.
Producenci oraz dystrybutorzy maszyn i urządzeń z zakresu techniki sprężonego powietrza z terenu Wielkopolski
1. Spomasz-Roots sp. z o.o. Dmuchawy i sprężarki śrubowe, 63-400 Ostrów
Wielkopolski, tel. 0 62 592 17 99.
2. AIRPOL Przedsiębiorstwo Produkcji Sprężarek, sp. z o. o. ul. Krańcowa 15,
61-022 Poznań, tel. 0 61 650 45 80.
148
J.Walczak
3. Systemy pneumatyki. Sprężarki, narzędzia. Instalacje, serwis. 63-400
Ostrów Wielkopolski, tel. 0 62 591 04 44.
4. Vector. Sp. z o.o. Technika sprężonego powietrza, 62-080 Tarnowo Podgórne, tel. 0 61 814 64 41.
5. HCP Poznań SA. Sprężarki promieniowe i tłokowe, dmuchawy, 60-965
Poznań, tel. 0 61 831 13 50.
6. Inter-Air. Biuro handlowe sprężarek, 61-037 Poznań, tel. 0 61 876 29 72.
7. Kaeser Kompressoren, sp z o.o. Sprężarki, dmuchawy, osuszacze, 02-829
Poznań, tel. 0 61 826 91 98.
8. NOK. Sprzedaż i serwis sprężarek, 62-010 Pobiedziska, tel. 0 61 815 35 57.
9. Alup Kompressoren Sauer&Sohn, 60-479 Poznań, tel. 0 61 656 70 22.
10. Aspar. PHU. Pompy i sprężarki, 60-161 Poznań, tel. 0 61 868 58 28.
11. Atlas Copco Polska, sp z o.o, 60-185 Poznań, tel. 0 61 894 63 69.
12. Ceccato-Elektra Beckum. Sprężarki powietrza, osuszacze, filtry, 60-251
Poznań, tel. 0 61 866 58 65.
13. Erkomp. Sprężarki, osuszacze, filtry. Serwis. Szyrner G, 62-030 Luboń, tel.
0 61 813 15 17.
LITERATURA
[1]
[2]
[3]
[4]
[5]
[6]
Czarnecki A., Walczak J., Problemy projektowania i prace badawczo-rozwojowe z zakresu
maszyn sprężających na rzecz H. Cegielski-Poznań S. A. Przepływowe maszyny wirnikowe:
Rotary fluid-flow machines: Zbiór prac IX Międzynarodowej konferencji, Politechnika Rzeszowska [i in.] [org.], Rzeszów-Myczkowce, 16-18 października 2003 r Oczoś K. O. [red.],
Rzeszów: Oficyna Wydawnicza Politechniki Rzeszowskiej, 2003. s. 365-376.
Grzelczak M., Grudziński M., Dembski G., Walczak J., Selected results of investigations
of single-stage centrifugal blower for small flow rates-influence of splitter blades length,
Cieplne Maszyny Przepływowe, Turbomachinery No 128, Łódź SYMKOM’2005.
Grzelczak M., Grudziński M., Dembski G., Walczak J., Bździel J., Charakterystyki pracy
dmuchawy DA200 z różnymi układami regulacji. Cieplne Maszyny Przepływowe Turbomachinery Nr 130 I Krajowe Forum Sprężarek Powietrznych KOMPRESOR, Łódź 2006.
Walczak J., Cichoń L., Grudziński M., Haberko M., Zozuliński St., Zozuliński J., Kapturzak J., Wegnerowski P., Wielostopniowe sprężarki promieniowe - konstrukcja i badania.
Przepływowe maszyny wirnikowe: Rotary fluid-flow machines: Zbiór prac IX Międzynarodowej konferencji, Politechnika Rzeszowska [i in.] [org.], Rzeszów-Myczkowce, 16-18 października 2003 r. Oczoś K. O. [red.]. – Rzeszów : Oficyna Wydawnicza Politechniki Rzeszowskiej, 2003. s. 349-354.
Walczak J., Cichoń L., Haberko M., Grudziński M., Grzelczak M., Zozuliński St., Wegnerowski P., Kapturzak J., Kapturzak J., Typoszereg wysokociśnieniowych dmuchaw
promieniowych – konstrukcja i badania wielkości DA500/2, Przepływowe maszyny wirnikowe: Rotary fluid-flow machines: Zbiór prac IX Międzynarodowej Konferencji, Politechnika Rzeszowska [i in.] [org.], Rzeszów-Myczkowce, 16-18 października 2003 r Oczoś K. O.
[red.], Rzeszów: Oficyna Wydawnicza Politechniki Rzeszowskiej, 2003. s. 355-364.
Walczak J., Inżynierska mechanika płynów, Wydawnictwo Politechniki Poznańskiej, Poznań 2006.
Podstawy i problemy projektowania ...
149
Walczak J., Podstawy i problemy projektowania promieniowych maszyn sprężających
Cieplne Maszyny Przepływowe Turbomachinery Nr 130 I Krajowe Forum Sprężarek Powietrznych KOMPRESOR, Łódź 2006.
[8] Walczak J., Przegląd prac badawczo-rozwojowych na potrzeby Zakładów H.CegielskiegoPoznań S.A. w zakresie maszyn sprężających. Cieplne Maszyny Przepływowe Turbomachinery Nr 130 I Krajowe Forum Sprężarek Powietrznych KOMPRESOR, Łódź 2006.
[9] Walczak J., Cichoń L., Grudziński M., Grzelczak M., Dembski G., Haberko M., Zozuliński S., Zozuliński J., Kapturzak J., Wegnerowski P., Wielostop-niowe sprężarki promieniowe – konstrukcja i badania. Cieplne Maszyny Przepływowe Turbomachinery Nr 130 I
Krajowe Forum Sprężarek Powietrznych KOMPRESOR, Łódź 2006.
[10] Walczak J., Grudziński M., Cichoń L., Haberko M., Zozuliński S., Wegnerowski P.,
Kapturzak J., Jednostopniowe dmuchawy promieniowe typoszeregi konstrukcje i badania.
Cieplne Maszyny Przepływowe Turbo-machinery Nr 130 I Krajowe Forum Sprężarek Powietrznych KOMPRESOR, Łódź 2006.
[7]
Recenzent: prof. dr hab. inż. Jerzy Merkisz
BASES AND PROBLEMS OF THE DESIGNING OF THE RADIAL COMPRESSORS
S u m m a r y
The paper proves, that constructing methods of the compressors are not accurate enough. Experimental tests and numerical analyses of the flow are the way to improvement. Designing of the
compression process and stages should be verified concerning the whole aggregate of the machine.
The theory of the flow similarity is still helpful to preliminary chooses of the constructing method.
So are the characteristic indexes. The paper indicates the subject of the research conducted I the
chair of thermal engineering and presents manufactures and companies which sell compressors in
the region of Wielkopolska.
Key words: radial compressors
prof. dr hab. inż. Janusz WALCZAK
Politechnika Poznańska, Katedra Techniki Cieplnej, ul. Piotrowo 3, 61-138 Poznań,
tel. (061) 665 23 42