Центробежные компрессоры

В центробежных компрессорах (турбокомпрессорах) давление газа повышается при непрерывном его дви­жении через проточную часть машины в результате ра­боты, которую совершают лопатки рабочего колеса компрессора. Центробежные компрессоры применяются для сжатия газов до давления 0,8 МПа (8 ат). По срав­нению с поршневыми центробежные компрессоры имеют ряд преимуществ. Вследствие отсутствия возвратно-по­ступательного движения частей они не требуют тяже­лого фундамента; ротор их вращается с постоянной угловой скоростью, а движущиеся детали соприкасают­ся с неподвижными деталями только в подшипниках, что позволяет использовать более дешевые быстроход­ные двигатели. Центробежные компрессоры более ком­пактны. Основной недостаток центробежных компрессо­ров по сравнению с поршневыми заключается в том, что степень повышения давления в одной ступени компрессора зависит от физических свойств газа, в первую очередь от его плотности. При сжатии легких газов до значительных давлений требуется большое число сту­пеней. Поэтому для обеспечения требуемой жесткости вала необходимо иметь многокорпусную машину. Цент­робежные компрессоры, как правило, представляют со­бой многоступенчатую машину.

На рис. 43 показана в разрезе ступень центробеж­ного компрессора. Находящемуся между лопатками га­зу при вращении рабочего колеса сообщается враща­тельное движение, в результате чего газ под действием центробежной силы движется к периферии колеса. За­тем газ попадает в диффузор, площадь которого увели­чивается с увеличением радиуса, скорость частичек га­за при этом снижается, а давление возрастает. Для повышения эффективности работы диффузора по пре­вращению кинетической энергии в потенциальную слу­жат диффузорные лопатки, упорядочивающие движе­ние газа.

При вращении рабочего колеса в зонах, располо­женных у оси вращения, давление газа становится меньше, чем во всасывающем трубопроводе, вследствие чего образуется непрерывный поток газа через проточ­ную часть колеса и диффузор. При работе одного ко­леса и диффузора, образующих ступень центробежного компрессора, где происходит одноступенчатое сжатие газа, степень сжатия невелика и составляет не более 1,2.

Для получения высокой степени сжатия газа e ис­пользуют несколько ступеней компрессора. Конструк­тивно это обеспечивается установкой на одном валу не­скольких рабочих колес, располагаемых в одном кор­пусе. В этом случае газ поступает в следующую сту­пень по каналам, образованным лопатками направляю­щего аппарата.

Общая степень сжатия центробежного компрессора определяется степенью сжатия его отдельных ступе­ней и определяется отношением давленияна выхо­де из компрессора к давлениюна входе.

Известно, что при сжатии газ нагревается, поэтому при использовании многоступенчатых компрессоров не­обходимо решить проблему охлаждения. Существуют два способа охлаждения: внутренний и внешний. При внешнем охлаждении газ, прежде чем попадает в сле­дующую ступень, проходит через холодильник, а при внутреннем охлаждении корпус холодильника имеет «рубашку», через которую прокачивается охлаждаю­щаяся вода. Обычно корпус холодильника представля­ет собой органически связанную с кожухом турбокомп­рессора часть конструкции.

Большинство современных машин имеет внешнее охлаждение. Промежуточные холодильники присоединя­ются либо к нижней части корпуса компрессора, либо к обеим частям корпуса. Охлаждаемый газ протекает в межтрубном простран­стве холодильника, а в трубах протекает охлаждаю­щая вода.

По сравнению с внутренним охлаждением компрессо­ров основным преимуществом внешнего охлаждения яв­ляется более интенсивное охлаждение газа, так как площадь поверхности охлаждения промежуточного хо­лодильника значительно больше, чем у водяной ру­башки.

Наиболее простыми по конструкции являются одно­ступенчатые центробежные компрессоры, на которых хо­лодильники не монтируются.

Одной из основных частей центробежных компрес­соров с внешним охлаждением являются компрессоры, сжимающие воздух для пневматического оборудования и инструментов. Давление нагнетания в этих машинах составляет 0,6-0,9 МПа. В воздушном центробежном компрессоре подачей 5,5 м³/ч и давлением нагнетания 0,8 МПа воздух отводится в промежуточные холодильники, установленные после второй и четвертой ступеней через асимметричные спиральные отводы. Промежуточные холодильники расположены с одной стороны компрессора.

При эксплуатации центробежных компрессоров час­то возникает необходимость изменения их подачи в весьма широких пределах. Помимо этих требований не­обходимо обеспечивать также определенную зависи­мость между давлением и подачей. Так, например, для работы пневматических инструментов необходимо под­держивать в сети определенное давление независимо от изменения подачи. Для компрессоров, нагнетающих воздух в доменные печи, требуется поддержание задан­ной подачи при изменении давления, которое зависит от сопротивления слоя шихты в печи, толщина которо­го изменяется в зависимости от хода технологического процесса.

Регулирование центробежного компрессора по суще­ству является изменением положения рабочей точки. Это изменение можно осуществлять изменением либо характеристики компрессора, либо характеристики сети.

Рис. 43. Схема ступени центробежного компрессора: 1 - рабочее колесо; 2 - лопатки; 3 - кольцевой отвод; 4 - диффузорные лопатки

Наиболее распространенными способами регулирова­ния работы компрессоров являются: изменение часто­ты вращения ротора, изменение проточной части и дрос­селирование.

Если посмотреть на напорную характеристику 4центробежного компрессора (рис. 44), то можно уви­деть, что с уменьшением подач и происходит постепен­ное сжатие газа до давления . Дальнейшее умень­шение подачи приводит к уменьшению давления. Теоретически оно должно падать вдоль пунктирной линии. На практике этого не происходит. Как только давле­ние достигает значения , периодически происходит возврат газа из области нагнетания в область всасыва­ния, сопровождающийся интенсивными ударами, часто­та которых зависит от давления сжатия, плотности га­зов, емкости сети и т. д. Это явление называется помпажем в компрессоре. Точка на характеристике, в ко­торой начинается помпаж, называется границей помпажа. При большом сжатии газа при помпаже возни­кают такие удары, что эксплуатация турбокомпрессора становится невозможной.

Рис. 44. Напорная характеристика центробежного компрессора и линии регулирования: 1 - для p = const; 2 - для p = f(Q); 3 – для Q = const

При отборе потребителем небольших количеств га­за, когда подача компрессора меньше критической и лежит в помпажной зоне, необходимо применять антипомпажное регулирование, сущность которого состоит в следующем. Если требуемая подача компрессора меньше , то компрессор настраивают на подачу , которая больше и лежит в устойчивой зоне. Раз­ность расхода, равная - перепускается из линии нагнетания в линию всасывания или выбрасывается в атмосферу. Антипомпажное регулирование осуществля­ется только в автоматическом режиме специальными антипомпажными регуляторами. Основное отличие ре­гулирования турбокомпрессоров от регулирования поршневых компрессоров заключается в том, что изме­нение давления, под влиянием которого должен пере­ставляться регулятор, сравнительно невелико. Поэтому в большинстве случаев приходится прибегать к вспомо­гательным устройствам. Обычно такими вспомогатель­ными устройствами являются либо масляные сервомоторы, либо мультипликаторы, когда регулирование свя­зано с изменением подачи.

Случаю, когда компрессор должен обеспечивать по­стоянное давление независимо от расхода, будет отве­чать характеристика, соответствующая на рис. 44 пря­мой 1; а случаю, когда расход при изменяющемся дав­лении постоянен, - прямая 3.

Помимо отмеченных основных случаев возможен и третий, когда требуется регулирование давления нагне­тания в зависимости от подачи. В этом случае для под­держания определенного давления у потребителя не­обходимо регулировать давление газа за компрессором. Требуемая характеристика компрессора соответствует кривой 2.

На практике выбор способа регулирования зависит от конструкции компрессора и типа привода. Если комп­рессор имеет привод с регулируемой частотой враще­ния, то это позволяет регулировать частоту вращения ротора компрессора. При повышении частоты враще­ния ротора конечное давление и мощность увеличива­ются, при ее уменьшении давление и мощность снижа­ются. Регулирование изменением частоты вращения ро­тора является наиболее точным и экономичным.

Для центробежных компрессоров, имеющих в каче­стве привода асинхронный двигатель, чаще всего при­меняют регулирование дросселированием газа на вса­сывании. При этом способе регулирования с помощью дроссельной заслонки снижается давление всасывания в компрессор, в результате чего достигается снижение давления нагнетания до требуемого значения. Давление во всасывающем трубопроводе перед дроссельной за­слонкой остается постоянным.

Регулирование изменениями в проточной части цент­робежного компрессора заключается в установке перед входом газа в рабочее колесо лопаток, снабженных ме­ханизмом поворота, и повороте лопаток диффузора. Этот способ регулирования основан на том, что если поток газа направляющими лопатками перед входом в рабочее колесо предварительно поворачивается в на­правлении вращения колеса, то степень сжатия будет ниже, чем при радиальном входе, и наоборот. Этот спо­соб не получил до настоящего времени широкого рас­пространения из-за значительного усложнения конст­рукции компрессора.

Осевые вентиляторы

Осевым вентилятором называется вентилятор, в ко­тором воздух (или газ) перемещается вдоль оси рабо­чего колеса, вращаемого двигателем (рис. 45). Как и у радиальных вентиляторов, характеристики осевых вен­тиляторов показывают зависимость давления и мощно­сти на валу и КПД от подачи.

Полную характеристику обычно получают экспери­ментальным путем при постоянной частоте вращения рабочего колеса. Пересчет параметров работы на дру­гие частоты вращения производится по за­висимостям. Форма характеристики опреде­ляется конструкцией и аэродинамическими свойствами вентилятора. В отличие от радиальных характеристика давления осевых нагнетателей часто имеет седлообраз­ную форму.

На основе полных характеристик (рис. 46), ис­пользуя формулы пересчета, получают универсальные характеристики осевых вентиляторов - индивидуальные, совмещенные и безразмерные.

Безразмерные параметры (коэффициенты), характе­ризующие вентилятор, относятся к его внешнему диа­метру или к окружной скорости на внешнем диаметре. Эти параметры меняются вдоль радиуса. Например, коэффициент давления yб изменяется обратно пропор­ционально радиусу.

Аэродинамические схемы.Под аэродинамической схе­мой осевого вентилятора подразумевается совокупность признаков и параметров, однозначно характеризующих проточную часть машины: число ступеней, равное чис­лу рабочих колес; тип схемы, зависящей от наличия аппаратов, и их расположение по отношению к рабоче­му колесу; относительный диаметр втулки; число ло­паток колеса и аппаратов, их углы установки.

Рис. 45. Схема осевого вентилятора: 1 - корпус; 2 – рабочее колесо; 3 - обтекатель

В тех случаях, когда по условиям компоновки вен­тилятора перед ним образуется неравномерный по се­чению входа поток, входной направляющий аппарат будет уменьшать эту неравномерность и ее неблаго­приятное влияние на работу вентилятора.

Рис. 46. Полная аэродинамическая характеристика осевого вентилятора

К многоступенчатым вентиляторам относятся также вентиляторы встречного вращения, у которых рабочие колеса вращаются в противоположных направлениях, а аппарат между ними отсутствует. Получив энергию в первом колесе, закрученный поток поступает во второе колесо, которое закручивает его в противоположном направлении, продолжая передавать ему энергию. Эти вентиляторы могут иметь входной и выходной аппа­раты.

По назначению осевые вентиляторы делят на венти­ляторы общего назначения и специальные. Вентилято­ры общего назначения предназначены для перемещения чистого или мало запыленного воздуха, не содержащего взрывоопасных веществ, липкой, волокнистой и цемен­тирующей пыли и агрессивных веществ при темпера­туре до 40°С. Температурный предел принят из тех соображений, что при более высоких температурах зна­чительно ухудшаются условия теплоотдачи обмоток электродвигателя, находящегося обычно в потоке пере­мещаемого газа.

К специальным вентиляторам относят вентиляторы, не используемые в обычных системах общеобменной вентиляции гражданских и промышленных зданий. Это вентиляторы, используемые для перемещения взрыво­опасных и агрессивных примесей, шахтные вентилято­ры и вентиляторы тоннельной вентиляции, потолочные вентиляторы, вентиляторы градирен, вентиляторы, встроенные в технологическое оборудование, и т. д.

Для перемещения взрывоопасных примесей приме­няют вентиляторы, выполненные из разнородных металлов: проточная часть выполнена из стали (рабочее колесо) и латуни (в корпусе имеется обечайка в зоне расположения рабочего колеса). При этом перемещае­мая среда не должна иметь температуру выше 40°С, вызывать ускоренную коррозию материалов проточной части вентиляторов, содержать пыль и другие твердые примеси в количестве более 10 мг/м³, а также взрыво­опасную пыль, липкие и волокнистые материалы.

Шахтные осевые вентиляторы используют в системах вентиляции подземных выработок. Вентиляторы местно­го проветривания предназначены для установки под землей в шахтах и рудниках и служат для проветри­вания тупиковых выработок, а также шахтных стволов и околоствольных выработок при их проходке. К мест­ным вентиляторам предъявляют требования взрыво-безопасности, компактности, минимальной массы, устой­чивости работы в широком диапазоне расходов возду­ха, простоты обслуживания и транспортабельности. Вентиляторы главного проветривания предназначены для обеспечения свежим воздухом шахт горнодобывающей промышленности. Их располагают на поверх­ности и они перемещают все количество воздуха, про­ходящего по вентиляционной сети шахты. Шахтные вентиляторные установки работают в основном на всасы­вание.

Вентиляторы тоннельной вентиляции служат для удаления выделяющихся в процессе эксплуатации теп­лоты, влаги, пыли и газов, а также поддержания в транс­портных тоннелях требуемых метеорологических усло­вий и химического состава воздуха. Работа вентиляторных установок тоннельной вентиляции сопровождается поршневым воздействием транспортных средств (поез­дов метрополитена и железнодорожных поездов, авто­мобильного транспорта).

Потолочные вентиляторы (фены) обычно применяют для турбулизации воздушной среды в помещениях, но иногда их используют для создания локального душирующего эффекта (в тех случаях, когда обеспечить тре­буемую подвижность воздуха вследствие его перемеши­вания невозможно).

По направлению вращения лопастного колеса венти­ляторы могут быть правыми и левыми. Если смотреть со стороны входа воздуха, то у вентиляторов правого вращения колесо вращается по часовой стрелке.

Номер вентилятора определяет его размер, т. е. диа­метр рабочего колеса, выраженный в дециметрах.

Номенклатура осевых вентиляторов, выпускаемых нашей промышленностью для использования в промыш­ленных и гражданских зданиях, довольно ограничена и включает вентиляторы типа В-06-300 (№ 4; 5; 6,3; 8; 10 и 12,5) и В-2, 3-130 (№ 8; 10 и 12,5). Из разнород­ных металлов выпускаются вентиляторы лишь типа В-06-300 (№ 5; 6,3; 8; 10 и 12,5). В крышной модифи­кации выпускается осевой вентилятор с колесом Ц3-04 (№ 4; 5 и 6,3), При этом рабочее колесо вращается в горизонтальной плоскости; приводом служит верти­кально расположенный электродвигатель.

Номенклатура шахтных вентиляторов и вентилято­ров тоннельной вентиляции довольно обширна и приве­дена в специальных справочных руководствах. Отличи­тельной особенностью этих вентиляторов (по сравне­нию с вентиляторами общего назначения) является вы­сокая подача. Например, вентилятор типа ВОМД-24 (осевой двухступенчатый реверсивный с диаметром ра­бочих колес 2400 мм), применяемый для реверсивной вентиляции метрополитена, имеет подачу: при прямом ходе - 70 000-250 000 м³/ч, при реверсивном - 60000-200000 м³/ч.

В связи с осевым направлением потока непосредст­венное присоединение нагнетателя к трубопроводу яв­ляется самым простым конструктивным решением. При входе в корпус чаще всего устанавливается очерченный плавной кривой коллектор. Если же перед нагнетате­лем имеется достаточно длинный трубопровод (такого же диаметра, что и корпус), то коллектор, естественно, становится ненужным. Следует заметить, что при очень длинных трубопроводах ( >5d) наличие погранично­го слоя на стенках трубы может привести к значитель­ному вытягиванию профиля скоростей и нарушению ра­боты нагнетателя. В связи с этим желательно цилинд­рические участки на подводах к нагнетателю делать больших, чем у нагнетателя, диаметров.

Для вентиляторных установок, работающих на вса­сывание, присоединительными элементами к сети мо­гут быть:

- входная коробка или входное колено для присоеди­нения вентилятора к каналу, идущему от устья венти­ляционной шахты;

- выходная часть, состоящая из примыкающего к вен­тилятору диффузора и поворотного участка за ним. Иногда за диффузором устанавливается шумоглуши­тель.

Насосы с диаметром лопастей более 1 м имеют под­вод в виде колена, небольшие насосы - камерный под­вод.

При построении эффективной рабочей характеристи­ки нагнетателя следует учитывать наличие различных колен и коробок, с помощью которых нагнетатель при­соединяется к сети.

В зависимости от схемы вентиляторов, угла уста­новки лопастей их рабочих колес и относительного диаметра втулки их характеристики могут иметь раз­личную форму (рис. 47). При малых углах установки лопастей (10-15°) характеристики давления обычно монотонны (кривая 1).

Рис. 47. Различные виды характеристик давления осевых вентиляторов

При увеличении угла установки характерно появле­ние максимума давления и седловины (кривая 2),отчего вся характеристика делится на левую - нерабочую и правую - рабочую ветви. При работе на левой ветви могут образовываться вращающиеся срывные зоны, угловая скорость которых отли­чается от скорости вращения рабочего колеса, что при­водит к возникновению переменных нагрузок на лопа­сти и вибрации. При еще больших углах установки происходит разрыв характеристики давления (кри­вая 3).

Если на характеристике имеется глубокая седлови­на или разрыв, то режим работы при соответствующих подачах становится неустойчивым и возникает вероят­ность помпажных явлений, связанных с сильными коле­баниями подачи и давления, что в некоторых случаях может вывести вентилятор из строя.

При использовании нагнетателей, имеющих харак­теристику с разрывом, наименьшая допустимая подача обусловливается положением точки разрыва, в то вре­мя как наибольшая - выбирается из условия обеспече­ния минимально допустимого значения КПД. Это об­стоятельство приводит к уменьшению диапазона подач, который возможен для данного вентилятора. Работа вентилятора в области, расположенной правее макси­мума давления, исключает опасность как появления вращающихся срывных зон, так и возникновения помпажа.

В условиях эксплуатации часто требуется, чтобы установка обеспечивала такой диапазон режимов работы, который невозможно получить с помощью характеристики, соответствующей фиксированным углам уста­новки лопастей вентилятора и принятой частоте враще­ния рабочего колеса. В этих условиях выполняется ре­гулирование вентилятора одним из следующих способов: 1) изменение частоты вращения лопастного колеса; 2) поворот лопастей рабочего колеса; 3) поворот лопа­ток входного направляющего аппарата; 4) дросселиро­вание.

Последний способ регулирования, как и для ра­диальных вентиляторов, самый неэкономичный, так как затраты мощности мало изменяются при уменьшении подачи.

Применение способа регулирования поворотом ло­пастей рабочего колеса определяется двумя фактора­ми: безопасностью работы и экономичностью (при па­раллельном включении учитывается также устойчивость работы).

Осевые вентиляторы с поворотными лопастями ко­лес обладают способностью значительной (до 50 %) ре­гулировки подачи, с сохранением при этом оптималь­ного значения КПД. Однако при этом способе регули­рования требуется вентилятор особой конструкции, поз­воляющей изменять в известных пределах угол уста­новки лопастей его рабочего колеса. Практически изме­нение угла поворота происходит в диапазоне от 15 до 45°.

Регулирование изменением частоты вращения лопа­стного колеса, хотя и является самым экономичным способом регулирования, применяется очень редко из-за сложности практического осуществления приводного устройства.

Наиболее рациональный способ регулирования в каждом конкретном случае выбирается с учетом всех показателей.

Осевые насосы

Современная тепловая электростанция потребляет боль­шое количество воды, подаваемой циркуляционными на­сосами и используемой для охлаждения оборудования и других технических целей.

Широкое применение получили осевые насосы.

В осевых насосах рабочее колесо выполняется, как правило, погружного типа, т. е. располагается ниже уровня жидкости в приемном резервуаре, а приводной двигатель устанавливается выше этого уровня для ис­ключения его затопления. Поэтому чаще всего осевые насосы бывают вертикального исполнения.

Рис. 48. Схема осевого насоса

На рис. 48 приведена схема рабочего органа осе­вого насоса. В корпусе 1, представляющем собой про­точную часть насоса, находится рабочее колесо, состоя­щее из ступицы 2 с установленными на ней лопастя­ми 3. Число лопастей осевого насоса обычно не превы­шает шести. Энергия движущейся жидкости в рабочем колесе насоса передается по тому же принципу, что и у центробежного.

Осевые насосы могут быть жестколопастными, в ко­торых лопасти рабочего колеса жестко закреплены от­носительно ступицы и угол их установки не может быть изменен, и поворотно-лопастными, в которых поло­жение лопастей может регулироваться.

Проходя через рабочее колесо, жидкость участвует одновременно в двух движениях: переносном (враща­тельном) и относительном (поступательном). Для установления вращения жидкости в рабочем колесе с целью уменьшения ее напора за вращающимся рабо­чим колесом устанавливают неподвижный вращающийся аппарат 4, состоящий из ряда лопастей. Ступица рабочего колеса насажена на вал 5, соединенный с электродвигателем. Из проточной части насоса жид­кость попадает в напорный трубопровод.

Коэффициент удельной быстроходности осевых на­сосов >600, т. е. это насос, обладающий большой по­дачей и малым напором. Достоинством этих насосов является простота и компактность конструкции, а так­же возможность перекачивания загрязненных жидко­стей.

В осевом насосе жидкость движется в осевом направ­лении вдоль цилиндрических поверхностей. Следова­тельно, радиусы входа и выхода жидкости из рабочего колеса одинаковы: .

Для ориентировочных подсчетов напор, развиваемый осевым насосом, можно определить по выражению

H=(1/ )( /2g),

где - коэффициент напора, равный 0,0244 ; u - окружная ско­рость на внешнем диаметре рабочего колеса.

Теоретическую подачу осевого насоса можно опре­делить по формуле

,

где Q - внешний диаметр рабочего колеса; d- диаметр ступицы (может быть принят равным 0,5D); - осевая скорость.

Коэффициент полезного действия h большинства осевых насосов равен 0,75-0,90.

Рис. 49. Характеристика осевого насоса

Регулирование подачи жестколопастных насосов про­изводится изменением частоты вращения рабочего ко­леса а поворотно-лопастных насосов - изменением угла наклона лопастей. Регулирование подачи задвижкой не­выгодно, так как связано с резким уменьшением КПД. Отечественная промышленность выпускает осевые насосы типов О и ОП. Это одноступенчатые насосы с жестким креплением лопастей (тип О) и поворотно-лопастные насосы (тип ОП), позволяющие менять угол установки лопасти во время остановки насоса. На рис. 49 приведена рабочая характеристика осевого насоса. На малых подачах кривая H=f(Q) круто па­дает вниз, имея характерный перегиб в точке А. В от­личие от центробежных насосов мощность осевых насо­сов понижается при увеличении подачи и имеет наи­большее значение при подаче, равной нулю.

Осевые насосы типа О служат для подачи пресной, морской и загрязненной воды температурой до 35 ^оС. Осевые насосы типа ОП предназначены для подачи технически чистой воды температурой до 50 ^оС, а так­же пресной и морской воды температурой до 45 ^оС.

Осевые компрессоры

Осевые компрессоры предназначены для сжатия любых газов. Они получили широкое распространение в энер­гомашиностроении благодаря высокой быстроходности (и следовательно, большей компактности) и большим КПД по сравнению с турбокомпрессорами.

Осевые компрессоры являются многоступенчатыми машинами, принцип работы которых состоит в следую­щем. Лопатки bрабочего колеса а образуют поверх­ность, которая, взаимодействуя во время вращения ра­бочего колеса с окружающим газом, перемещает его в направлении действия подъемной силы. Двигаясь по­ступательно, газ одновременно с колесом участвует и во вращательном движении. Для устранения враща­тельного движения газ проходит через направляющий аппарат, снабженный лопатками с, после чего посту­пает в следующую ступень или отводится в напорный патрубок. Часто перед поступлением в первую ступень потоку газа сообщают предварительную подкрутку с помощью лопаток и направляющего аппарата, уста­новленного перед рабочим колесом.

Рис. 50. Схема установки осевого компрессора с газовой турбиной

Степень сжатия в одной ступени осевого компрес­сора обычно невелика и составляет e = 1,15-1,35. По­этому для получения высокого давления компрессор имеет большое число ступеней.

Сопоставление ха­рактеристик осевых и центробежных компрессоров по­казывает, что в осевых компрессорах с изменением по­дачи резче меняется КПД и степень сжатия. Диапазо­ны устойчивых режимов у осевых компрессоров мень­ше, однако в расчетных режимах осевые компрессоры позволяют получить большие КПД, чем центробежные.

Регулирование осевых компрессоров может осуще­ствляться по тем же схемам, что и турбокомпрессоров. Однако наряду с ними в осевых компрессорах возможно регулирование поворотными направляющими, а иног­да и рабочими лопатками одной или нескольких сту­пеней.

Для работы в силовых и энергетических установках осевые компрессоры применяются, как правило, в сое­динении с газовыми турбинами. В этом случае мощ­ность газовой турбины расходуется частично на при­вод компрессора, питающего воздухом камеру сгора­ния, а частично передается на вал электрогенератора. На рис. 50 приведена простейшая схема установки осевого компрессора с газовой турбиной. Сжатый осе­вым компрессором 1 воздух подается для сжигания топ­лива в камеру сгорания 4, откуда смесь горячих газов и воздуха поступает в газовую турбину 5. Излишек мощности турбины через редуктор 2 передается на вал электрогенератора 3.