Compresor axial

Animație a unui compresor axial. Paletele care stau formează statorul.

Un compresor axial este un tip de compresor care comprimă continuu un fluid de lucru. Este un dispozitiv în rotație cu palete profilate aerodinamic, în care fluidul curge în principal într-o singură direcție, paralelă cu axa de rotație. Acest lucru deosebește compresoarele axiale de alte tipuri de compresoare dinamice, cum ar fi compresoarele centrifuge, compresoarele axial-centrifuge și compresoarele cu curgere mixtă, în care fluidul care curge are o componentă radială semnificativă îndreptată spre exterior față de axa de rotație.

Paletele rotorului acționează asupra fluidului, crescându-i energia pe măsură ce acesta trece prin compresor. Paletele staționare încetinesc fluidul, transformând componenta tangențială a curgerii în presiune. Compresoarele sunt de obicei antrenate de un motor electric, o turbină cu abur sau o turbină cu gaze.

Compresoarele axiale produc un debit continuu de gaz comprimat. Au un randament ridicat și un debit masic mare în raport cu dimensiunea secțiunii lor transversale. Sunt mai complexe și mai scumpe în comparație cu alte compresoare, necesitând mai multe trepte cu palete pentru a obține o creștere mare a presiunii.

Compresoarele axiale sunt parte integrantă a instalațiilor de turbine cu gaze mari, cum ar fi motoarele cu reacție, motoarele pentru navale rapide și centralele electrice mici. De asemenea, sunt utilizate în aplicații industriale, cum ar fi instalațiile cu volum mare de pompare a aerului, a aerului pentru furnale, a aerului pentru cracarea catalitică în pat fluidizat și pentru dehidrogenarea propanului. În plus, datorită performanței și funcționării corespunzătoare în întreaga anvelopă de zbor (limitele de funcționare sigure pentru o aeronavă), acestea sunt utilizate pe scară largă în aplicațiile aerospațiale.

Aplicația tipică	Tipul curgerii	Raport de presiuni pe treaptă	Randament pe treaptă
Industrială	subsonică	1,05–1,2	88–92 %
Aerospațială	transonică	1.15–1.6	80–85 %
Cercetare	supersonică	1,8–2,2	75–85 %

Descriere

Compresorul axial al unui motor turboventilator TF30 al Pratt & Whitney

Compresoarele axiale constau din coroane alternante de palete cu profile aerodinamice în mișcare de rotație („mobile”), respectiv staționare („fixe”). Paletele mobile sunt montate radial pe un tambur aflat pe un arbore central care se rotește, ansamblu care formează rotorul. Paletele fixe sunt montate tot radial într-o carcasă tubulară, care formează statorul. O coroană de palete mobile împreună cu una de palete fixe formează împreună o treaptă. Rotorul transmite energie cinetică fluidului de lucru, crescându-i viteza în direcțiile axială și tangențială. Statorul transformă energia cinetică crescută în presiune statică – canalele dintre paletele fixe lucrând ca niște difuzoare – și redirecționează direcția de curgere a fluidului pentru a-l pregăti pentru paletele rotorului din treapta următoare. Lungimea paletelor (zona dintre tamburul rotorului și carcasă) scade de-a lungul direcției de curgere pentru a menține un număr Mach optim pe măsură ce fluidul este comprimat.

Raportul dintre creșterea presiunii într-o coroană de palete a rotorului și creșterea totală a presiunii într-o treaptă este cunoscut sub numele de grad de reacțiune^⁠(d).

Funcționare

Creșterea presiunii într-o singură treaptă este limitată de viteza relativă dintre rotor și fluid și de caracteristicile profilelor aerodinamice. O treaptă tipică dintr-un compresor industrial va produce în regimul de proiectare o creștere a presiunii între 15 % și 60 % (rapoarte ale presiunii de 1,15–1,6), cu un randament interior de 90–95 %. Pentru a obține diferite rapoarte de presiune, compresoarele axiale sunt proiectate cu un număr diferit de trepte și viteze de rotație (turații). Ca regulă generală, se poate presupune că fiecare treaptă dintr-un anumit compresor are aceeași creștere de temperatură, ΔT. Prin urmare, la intrare temperatura din fiecare treaptă, T_tr, trebuie să crească progresiv prin compresor, iar raportul ΔT/T_tr la intrare trebuie să scadă, implicând astfel o reducere progresivă a rapoartelor presiunilor din trepte. Prin urmare, treapta din spate realizează un raport al presiunilor semnificativ mai mic decât prima treaptă. Rapoarte de presiune mai mari pe treaptă sunt posibile și dacă viteza relativă dintre fluid și rotoare este supersonică, dar acest lucru se realizează în detrimentul randamentului și al debitelor. Astfel de compresoare, cu rapoarte ale presiunilor pe trepte de peste 2, sunt utilizate doar acolo unde minimizarea dimensiunii, greutății sau complexității compresorului este critică, cum ar fi în cazul avioanelor militare.

Profilele aerodinamice ale paletelor sunt optimizate și adaptate pentru viteze ale fluidului și turații ale rotorului specifice. Deși compresoarele pot funcționa în alte condiții cu debite, viteze sau rapoarte ale presiunilor diferite, acest lucru poate duce la o scădere a randamentului sau chiar la o întrerupere parțială sau completă a debitului (efecte cunoscute sub numele de „desprinderea stratului limită” și „pompaj”). Astfel, o limită practică a numărului de trepte și a raportului general al presiunilor provine din interacțiunea diferitelor trepte atunci când este necesar să funcționeze în afara condițiilor de proiectare. Aceste condiții „variabile” pot fi atenuate într-o oarecare măsură prin asigurarea unei anumite flexibilități în compresor. Acest lucru se realizează în mod normal prin utilizarea unor statoare reglabile sau cu supape care pot devia între trepte o parte din fluidul din curgerea principală. Motoarele cu reacție moderne, pentru a furniza aerul necesar arderii la un raport al presiunilor de aproximativ 40:1, utilizează 2–3 compresoare în serie, care funcționează la turații diferite, cu o flexibilitate suficientă pentru toate condițiile de zbor.

Cinetică și ecuațiile conservării energiei

Triunghiurile vitezelor într-o paletă mobilă la intrare (sus) și la ieșire (jos)

Legea conservării impulsului afirmă că suma impulsurilor forțelor externe care acționează asupra unui fluid care ocupă temporar volumul de control este egală cu modificarea netă a impulsului prin volumul de control.

Fluidul intră în volumul de control la raza $r_{1},$ cu viteza tangențială $v_{w1}$ și iese la raza $r_{2},$ cu viteza tangențială $v_{w2}\,$.

$v_{1}\,$ și $v_{2}\,$ sunt vitezele la intrare și, respectiv, la ieșire față de stator.

$v_{f1}\,$ și $v_{f2}\,$ sunt componentele axiale ale vitezelor la intrare și, respectiv, la ieșire față de stator.

$v_{w1}\,$ și $v_{w2}\,$ sunt componentele tangențiale ale vitezelor la intrare și, respectiv, la ieșire față de stator.

$v_{r1}\,$ și $v_{r2}\,$ sunt vitezele la intrare și, respectiv, la ieșire față de paletele mobile.

$u\,$ este viteza tangențială a paletelor.

$\alpha$ sunt unghiurile de intrare și ieșire ale paletelor fixe, iar $\beta$ cele ale paletelor mobile.

Variația impulsului este forța $F$ cu care paleta acționează asupra volumului de control:

$F={\dot {m}}\left(v_{w2}-v_{w1}\right)={\dot {m}}\left(v_{f2}\tan \alpha _{2}-v_{f1}\tan \alpha _{1}\right)\,$ (din triunghiul vitezelor)

Puterea consumată de o paletă pentru o transformare izentropică, $P$, dedusă din triunghiul vitezelor este:

$P={\dot {m}}u\left(v_{f2}\tan \alpha _{2}-v_{f1}\tan \alpha _{1}\right)$

Aceeași putere dedusă din variația entalpiei fluidului în paletele mobile este:

$P={\dot {m}}\left(h_{02}-h_{01}\right)={\dot {m}}c_{p}\left(T_{02}-T_{01}\right)\,$

din care se obține relația:

$P={\dot {m}}u\left(v_{f2}\tan \alpha _{2}-v_{f1}\tan \alpha _{1}\right)={\dot {m}}c_{p}\left(T_{02}-T_{01}\right)$

ceea ce implică:

$\delta (T_{0})_{\text{izentropic}}={\frac {u}{c_{p}}}\left(v_{f2}\tan \alpha _{2}-v_{f1}\tan \alpha _{1}\right)$

Comprimarea izentropică în paletele rotorului:

$p_{2}-p_{1}=p_{1}\left(\left[{\frac {T_{2}}{T_{1}}}\right]^{\frac {\gamma }{\gamma -1}}-1\right)$

Prin urmare:

${\frac {(p_{02})_{\text{reală}}}{p_{01}}}=\left(1+{\frac {\eta _{\text{treaptă}}\delta (T_{0})_{\text{izentropic}}}{T_{01}}}\right)^{\frac {\gamma }{\gamma -1}}$

ceea de implică:

${\frac {(p_{02})_{\text{reală}}}{p_{01}}}=\left(1+{\frac {\eta _{\text{treaptă}}u}{T_{01}c_{p}}}\left[v_{f2}\tan \alpha _{2}-v_{f1}\tan \alpha _{1}\right]\right)^{\frac {\gamma }{\gamma -1}}$

Raportul dintre diferența de presiune dintre intrarea în paletele mobile și ieșirea din ele și diferența de presiune totală pe treaptă se numește grad de reacțiune.

${\begin{aligned}R&={\frac {h_{2}-h_{1}}{h_{02}-h_{01}}}\\P&={\dot {m}}c_{p}\left(T_{2}+{\frac {v_{2}^{2}}{2c_{p}}}-\left[T_{1}+{\frac {v_{1}^{2}}{2c_{p}}}\right]\right)\\P&={\dot {m}}\left(h_{2}-h_{1}+\left[{\frac {v_{2}^{2}}{2}}-{\frac {v_{1}^{2}}{2}}\right]\right)\\h_{2}-h_{1}&={\frac {v_{r1}^{2}}{2}}-{\frac {v_{r2}^{2}}{2}}\\T_{2}-T_{1}&={\frac {v_{r1}^{2}}{2c_{p}}}-{\frac {v_{r2}^{2}}{2c_{p}}}\end{aligned}}$

Prin urmare:

$R={\frac {v_{r1}^{2}-v_{r2}^{2}}{v_{r1}^{2}-v_{r2}^{2}+v_{1}^{2}-v_{2}^{2}}}$

Caracteristica și performanțele

Caracteristica dreaptă a compresorului axial ideal și caracteristica curbă a celui real. Diferența dintre ele sunt pierderile în trepte.

Performanțele în regimul de proiectare

Performanțele unui compresor axial sunt reprezentate în caracteristica compresorului, diagrama în care sunt reprezentate raportul presiunilor și randamentul în funcție de debitul masic corectat pentru diferite valori ale turației compresorului.

Compresoarele axiale, în special în apropierea regimului lor de proiectare, sunt de obicei supuse unei analize prin calcul, iar o estimare bună a performanței lor poate fi făcută înainte de prima lor funcționare pe stand. Caracteristica compresorului arată intervalul complet de funcționare, adică și valorile în afara regimului proiectat, de la ralanti până la cea mai mare turație a rotorului, care, pentru un motor civil, poate apărea în vârful caracteristicii, sau, pentru un motor militar, în regimul de viteză ascensională maximă într-o zi rece. Nu este afișat domeniul sub ralanti, necesar pentru analiza pornirii motorului la sol sau în zbor, fiind antrenat de curentul de aer.

Performanța unei singure trepte a compresorului poate fi reprezentată grafic prin reprezentarea coeficientului de încărcare al treptei, $\psi ,$ în funcție de coeficientul de debit, $\phi \,$.

Raportul real dintre presiunea realizată de treaptă și debit este mai mic decât în cazul unei trepte fără pierderi. Pierderile se datorează frecării de palete, desprinderii stratului limită, instabilității curgerii și distanței dintre palete.

Funcționarea în regim variabil

Caracteristica în regim variabil a unui compresor axial, indicând coeficientul de încărcare al treptei, $\psi \,$ în funcție de coeficientul de debit $\phi$

Performanța unui compresor este definită în regimul său de proiectare. Însă în practică punctul de funcționare al compresorului poate diferi de punctul de proiectare; aceasta este cunoscută sub numele de „funcționare în regim variabil”.

$\psi =\phi (\tan \alpha _{2}-\tan \alpha _{1})\,$

 

 

 

 

(1)

$\tan \alpha _{2}={\frac {1}{\phi }}-\tan \beta _{2}\,$

 

 

 

 

(2)

Din ecuațiile (1) și (2) se obține:

$\psi =1-\phi (\tan \beta _{2}+\tan \alpha _{1})$

Valoarea lui $(\tan \beta _{2}+\tan \alpha _{1})$ nu se schimbă într-un interval larg până la desprinderea stratului limită. De asemenea, $\alpha _{1}=\alpha _{3}$ deoarece modificările unghiului aerului de la rotor la stator sunt mici, unde $\alpha _{3}\,$ este unghiul de intrare în paletele fixe.

$J=\tan \beta _{2}+\tan \alpha _{3}\,$ este constant.

Notând valorile de proiectare cu apostrof:

${\begin{aligned}\psi '&=1-J(\phi ')\\J&={\frac {1-\psi '}{\phi '}}\end{aligned}}$

 

 

 

 

(3)

pentru regimuri variabile (din eq. 3):

${\begin{aligned}\psi &=1-J(\phi )\\\psi &=1-\phi \left({\frac {1-\psi '}{\phi '}}\right)\end{aligned}}$

pentru valori pozitive ale lui J panta curbei este negativă și invers.

Instabilități

Există mai multe tipuri de instabilități care pot să apară într-un compresor axial. Edward Greitzer a folosit un model de sistem de comprimare de tip rezonator Helmholtz^⁠(d) pentru a prezice răspunsul tranzitoriu al unui sistem de comprimare după o mică perturbație a funcționării staționare. El a găsit un parametru adimensional care a prezis ce tip de instabilitate a compresorului ar rezulta: desprinderea stratului limită sau pompajul. Parametrul a folosit turația rotorului, frecvența rezonatorului Helmholtz al sistemului și o „lungime efectivă” a conductei compresorului. Acestea au produs o valoare critică care a prezis fie desprinderea stratului limită, fie pompajul, unde panta raportului presiunilor față de debit se schimba de la negativă la pozitivă.

Pompajul

Deplasarea punctului regimului de funcționare în ciclul pompajului

În graficul presiunii în funcție de debit, curba punctată care separă graficul în două zone, cea de funcționare stabilă și cea de funcționare instabilă este curba de pompaj. Această curbă este formată prin unirea punctelor de presiune maximă la diferite turații. Regimurile de la stânga curbei sunt instabile din cauza ruperii complete a curgerii. Acest fenomen afectează performanța compresorului și este nedorit.

Ciclul pompajului

Următoarea explicație pentru pompaj ia în considerare funcționarea unui compresor la o turație constantă cu reducerea treptată a zonei de ieșire prin închiderea unei supape. Ceea ce se întâmplă, adică traversarea liniei de pompaj, este cauzată de încercarea compresorului de a furniza aer, care funcționează în continuare la aceeași viteză, la o presiune de ieșire mai mare.

Fie punctul inițial de funcționare D (${\dot {m}},p_{D}\,$) la o anumită turație, n. La scăderea debitului la aceeași turație de-a lungul curbei caracteristice prin închiderea parțială a supapei, presiunea din aval crește, ceea ce va fi compensat de creșterea presiunii din amonte. Odată cu creșterea suplimentară a presiunii până la punctul P (punctul de presiune maximă), presiunea în compresor va crește. Deplasându-se mai departe spre stânga menținând turația constantă, presiunea din aval va crește, dar presiunea din compresor va scădea, ducând la o curgere de aer inversă. Din cauza acestei curgeri inverse, presiunea din aval va scădea, deoarece această stare de presiune inegală nu poate rămâne pentru o perioadă lungă de timp. Deși poziția valvei este reglată pentru un debit mai mic, corespunzător punctului G, compresorul va funcționa conform punctului de funcționare normală stabilă, E, astfel încât va urma calea E–F–P–G–E, ceea ce va duce la întreruperea debitului. Prin urmare, presiunea din compresor scade în continuare până la punctul H, $p_{H}.$ Această creștere și scădere a presiunii în aval va apărea în mod repetat în aval și compresor, urmând ciclul E–F–P–G–H–E, cunoscut și sub numele de ciclu de pompaj.

Acest fenomen va provoca vibrații în întreaga mașină și poate duce la defecțiuni mecanice. De aceea, porțiunea din stânga a curbei de la punctul de presiune maximă se numește regiune instabilă și poate provoca daune mașinii. Prin urmare, intervalul de funcționare recomandat este în partea dreaptă a curbei de pompaj.

Desprinderea stratului limită

Într-un compresor desprinderea stratului limită este un fenomen care apare la palete și reduce presiunea realizată. O analiză a fenomenului indică o blocare a curgerii, chiar dacă presiunea statică totală în amonte și în aval rămân sunt constante. În compresor apare o distorsiune a curgerii și un histerezis la creșterea presiunii.

Se disting două tipuri de blocare: „blocare pozitivă”, unde desprinderea are loc pe extradosul paletei (unde există depresiune), și „blocare negativă”, unde desprinderea are loc pe intradosul paletei (unde există suprapresiune). În practică, blocarea negativă este neglijabilă în comparație cu blocarea pozitivă, deoarece este puțin probabil ca desprinderea curgerii să aibă loc pe intradosul paletei.

Într-un compresor multietajat, în treptele de înaltă presiune viteza axială este foarte mică. Desprinderea are loc la o mică abatere de la regimul de proiectare, provocând blocarea în apropierea piciorului și a vârfului paletei, a căror dimensiune crește odată cu scăderea debitelor. Aceste efecte cresc la debite foarte mici și afectează întreaga lungime a paletei. La blocările mari presiunea de refulare scade semnificativ, ceea ce poate duce la inversarea curgerii, o situație cunoscută, pompajul. Totuși, în cazul unei blocări mai puțin severe, este posibil ca compresorul să rămână funcțional, deși cu performanțe mai slabe, o situație denumită „blocare rotativă”.

Blocarea rotativă

Neuniformitatea fluxului de aer în paletele rotorului poate perturba fluxul de aer local din compresor fără a-l deranja complet. Compresorul continuă să funcționeze normal, dar cu un raport de presiuni redus. Astfel, blocarea rotativă scade randamentul compresorului.

Într-un rotor cu palete care se mișcă, de exemplu, spre dreapta, dacă unele palete primesc curgerea la un unghi de incidență mai mare, această paletă se va bloca pozitiv. Aceasta creează o obstrucție în canalul dintre paleta din stânga sa și ea însăși. Astfel, paleta din stânga va primi fluxul la un unghi de incidență mai mare, iar cea din dreapta sa la un unghi mai mic. Paleta din stânga se va bloca mai mult, iar cea din dreapta mai puțin. Blocarea spre dreapta va scădea, în timp ce va crește cea spre stânga sa. Evoluția deplasării blocării rotative poate fi observată față de stator.

Efecte

• Reducerea randamentului compresorului.
• Apariția oscilațiilor paletelor din cauza trecerii prin zona blocată.
• Dacă frecvența oscilațiilor induse corespunde cu frecvența oscilațiilor proprii ale paletelor poate să apară rezonanța, care poate rupe paletele.

Probleme în timpul dezvoltării

Din punct de vedere energetic, compresoarele axiale sunt turbine inversate. De exemplu, proiectantul de turbine cu abur Charles Algernon Parsons a recunoscut că o turbină care producea lucru mecanic pe baza presiunii statice a unui fluid (adică o turbină cu reacțiune) își putea inversa funcționarea pentru a acționa ca un compresor de aer, numind-o turbocompresor sau pompă. Paletele rotorului și statorului descrise într-unul dintre brevetele sale aveau o curbură mică sau deloc, deși în unele cazuri designul paletei se baza pe teoria elicei. Mașinile, acționate de turbine cu abur, erau utilizate în scopuri industriale, cum ar fi alimentarea cu aer a furnalelor. Parsons a furnizat primul compresor axial comercial în 1901 pentru utilizarea într-o topitorie de plumb. Mașinile lui Parsons aveau randamente scăzute, atribuite ulterior blocării, și au fost curând înlocuite cu compresoare centrifugale, cu randament mai bun. Brown Boveri & Cie a produs compresoare cu „turbină inversată”, acționate de turbine cu gaze, cu palete derivate din cercetări aerodinamice, care aveau un randament mai bun decât tipurile centrifugale la pomparea debitelor mari, de 20 m³/s la presiuni de până la 3 bar.

Deoarece compresoarele axiale timpurii nu aveau un randament suficient, o serie de lucrări de la începutul anilor 1920 susțineau că un motor turboreactor cu curgere axială practic ar fi imposibil de construit. Lucrurile s-au schimbat după ce Alan Arnold Griffith a publicat o lucrare fundamentală în 1926, menționând că motivul performanței slabe era că compresoarele existente foloseau palete plate și în esență „funcționau ca profilele aerodinamice în zbor”. El a arătat că utilizarea profilelor aerodinamice în loc de palete plate ar crește randamentul până la punctul în care un motor cu reacție practic ar fi o posibilitate reală. El și-a încheiat lucrarea cu o schemă de principiu a unui astfel de motor, care avea o a doua turbină, ce era folosită pentru a antrena o elice.

Deși Griffith era bine cunoscut datorită lucrărilor sale anterioare despre oboseala^⁠(d) metalelor și măsurarea tensiunilor, se pare că au început puține lucrări ca urmare directă a lucrării sale. Singurul efort evident a fost un compresor experimental construit de Hayne Constant, colegul lui Griffith de la Royal Aircraft Establishment. Alte eforturi timpurii pentru avioane cu reacție, în special cele ale lui Frank Whittle și Hans von Ohain, s-au bazat pe compresorul centrifugal, mai robust și mai bine înțeles, care a fost utilizat pe scară largă la supraalimentarea motoarelor cu ardere internă. Griffith văzuse lucrarea lui Whittle în 1929 și a respins-o, menționând o eroare matematică și susținând că dimensiunea frontală a motorului l-ar face inutil pe o aeronavă de mare viteză.

Lucrările reale la motoarele cu reacție axiale au început la sfârșitul anilor 1930, în cadrul mai multor proiecte care au început cam în aceeași perioadă. În Anglia, Hayne Constant a ajuns în 1937 la un acord cu compania de turbine cu abur Metropolitan-Vickers (Metrovick), în 1938 începând proiectul lor de turbopropulsoare bazat pe designul Griffith. În 1940, după succesul designului cu curgere centrifugă al lui Whittle, proiectul lor a fost reproiectat ca un avion cu reacție pur, Metrovick F.2. În Germania, von Ohain a produs mai multe motoare cu curgere centrifugă funcționale, dintre care unele au propulsat inclusiv primul avion cu reacție din lume (He 178), dar eforturile de dezvoltare s-au îndreptat către Junkers (Jumo 004) și BMW (BMW 003), care au folosit modele cu curgere axială la primul avion de vânătoare cu reacție din lume (Messerschmitt Me 262) și la bombardierul cu reacție (Arado Ar 234). În Statele Unite, atât Lockheed Corporation, cât și General Electric au primit contracte în 1941 pentru a dezvolta motoare cu curgere axială, primul un avion cu reacție pur, cel de-al doilea un turbopropulsor. Northrop Corporation a început, de asemenea, propriul proiect de dezvoltare a unui motor turbopropulsor, pe care Marina SUA l-a contractat în cele din urmă în 1943. Westinghouse Electric Corporation a intrat și ea în cursă în 1942, proiectul lor dovedindu-se a fi singurul de succes dintre eforturile SUA, devenind ulterior J30.

Așa cum remarcase inițial Griffith în 1929, dimensiunea frontală mare a compresorului centrifugal a făcut ca acesta să aibă o rezistență la înaintare mai mare decât cel axial, mai îngust. În plus, designul axial putea îmbunătăți raportul de comprimare prin simpla adăugare de trepte suplimentare, care duceau la alungirea ușoară a motorului. În designul cu curgere centrifugă, compresorul în sine trebuia să aibă un diametru mai mare (deși nu foarte diferit de profilul motoarelor radiale deja utilizate pe scară largă), ceea ce era mult mai dificil de integrat corect într-un fuzelaj subțire și aerodinamic de aeronavă. Pe de altă parte, soluțiile cu curgere centrifugă erau mult mai simple (principalul motiv pentru care au „câștigat” în cursa prototipurilor), prin urmare au un rol în domenii în care dimensiunea și profilarea aerodinamică nu sunt atât de importante.

Motoare cu reacție axiale

Schema compresorului axial de joasă presiune al turboreactorului Olympus BOl.1

La motoarele cu reacție compresorul se confruntă cu o mare varietate de regimuri de funcționare. La sol, la putere mare, presiunea de la admisie este mare, viteza de admisie nulă, iar compresorul se rotește la o varietate de turații pe măsură ce puterea crește. Odată în zbor, presiunea la admisie scade, dar viteza la admisie crește (datorită mișcării înainte a aeronavei) pentru a recupera o parte din această presiune, iar compresorul tinde să funcționeze perioade lungi de timp la o turație constantă.

Pur și simplu nu există un compresor „perfect” pentru această gamă largă de regimuri de funcționare. Compresoarele cu geometrie fixă, precum cele utilizate la motoarele cu reacție timpurii, sunt limitate la un raport al presiunilor proiectat de aproximativ 4:1 sau 5:1. Ca în cazul oricărui motor termic, eficiența consumului de combustibil este puternic legată de raportul de comprimare, așa că există o cerință economică foarte mare de a îmbunătăți compresorul pentru rapoarte mai mari.

În plus, compresorul se poate bloca dacă condițiile la admisie se schimbă brusc, o problemă frecventă la motoarele timpurii. În unele cazuri, dacă blocarea are loc în apropierea părții frontale a motorului, toate treptele începând de la acel punct vor opri comprimarea aerului. În această situație, energia necesară pentru a antrena compresorul scade brusc, ceea ce permite turbinei să accelereze mult întregul motor. Această condiție, cunoscută sub numele de suprasolicitare, era o problemă majoră la motoarele timpurii și ducea adesea la ruperea paletelor turbinei sau a compresorului.

Din toate aceste motive, compresoarele axiale ale motoarelor cu reacție moderne sunt considerabil mai complexe decât cele ale modelelor anterioare.

Rotoare

Compresor axial birotor. N₁ și N₂ sunt turațiile rotoarelor de joasă presiune, respectiv de înaltă presiune.

Toate compresoarele au un punct de funcționare optimă care leagă turația de presiune, comprimările mai mari necesitând turații mai mari. Motoarele timpurii au fost proiectate pentru simplitate și foloseau un singur compresor mare care se învârtea la o singură turație. Proiectele ulterioare au adăugat o a doua turbină și au împărțit compresorul în secțiuni de joasă presiune și de înaltă presiune, aceasta din urmă învârtindu-se mai repede. Acest design „birotor”, inițiat la Bristol Olympus, a dus la un randament sporit. Creșteri suplimentare ale randamentului pot fi realizate prin adăugarea unui al treilea rotor, dar în practică complexitatea adăugată crește costurile de întreținere până la punctul în care este anulat orice beneficiu economic. Acestea fiind spuse, există mai multe motoare cu trei rotoare în uz, probabil cel mai faimos fiind Rolls-Royce RB211 (și succesorul său, Rolls-Royce Trent), utilizate pe o gamă largă de aeronave comerciale.

Evacuări din aer, statoare reglabile

Pe măsură ce o aeronavă își schimbă viteza sau altitudinea, presiunea aerului la intrarea în compresor va varia. Pentru a „regla” compresorul la aceste condiții variabile, începând cu anii 1950 proiectele prevedeau evacuarea unei părți a aerului de la mijlocul compresorului pentru a evita tendința de a comprima prea mult aer în treptele finale. Acest lucru era folosit și pentru a ajuta la pornirea motorului, permițându-i să fie rotit fără a comprima prea mult aer, prin evacuarea de aer cât mai mult posibil. Sistemele de evacuare erau deja utilizate în mod obișnuit, pentru a furniza debitul de aer necesar unei trepte a turbinei, unde era folosit pentru răcirea paletelor, precum și pentru a furniza aer sub presiune pentru sistemele de aer condiționat din interiorul aeronavei.

O metodă mai bună, dar mai complicată, „statorul reglabil”, folosea palete care puteau fi rotite individual în jurul axei lor (a nu se confunda cu axa principală a motorului). Pentru pornire, acestea sunt rotite în poziția „închis”, reducând comprimarea, apoi sunt rotite spre „deschis” în funcție de condițiile externe. General Electric J79 a fost primul exemplu major de design al unui stator variabil, iar astăzi este o caracteristică comună a majorității motoarelor militare.

Închiderea progresivă a statoarelor variabile pe măsură ce turația compresorului scade reduce panta curbei de pompaj de pe caracteristica de funcționare, îmbunătățind marja de suprapresiuni a compresorului. Prin încorporarea statoarelor variabile la primele cinci trepte, General Electric Aircraft Engines a dezvoltat un compresor axial cu zece trepte capabil să funcționeze la un raport de presiune proiectat de 23:1.

Aspecte privind proiectarea

Schimbul de energie dintre rotor și fluid

Mișcarea relativă a paletelor față de fluid mărește viteaza și presiunea fluidului. Viteza fluidului este crescută pe măsură ce fluidul trece prin rotor, iar statorul transformă energia cinetică în presiune. În majoritatea modelelor practice, are loc și o oarecare creștere a presiunii în rotor, în funcție de gradul de reacțiune. Creșterea vitezei fluidului se face în principal în direcție tangențială, iar statorul recuperează energia cinetică a acestei componente sub forma creșterii presiunii. Creșterea presiunii duce la o creștere a temperaturii de stagnare. Pentru o anumită geometrie, creșterea temperaturii depinde de pătratul numărului Mach tangențial al coroanei de palete mobile. Motoarele turboventilatoare actuale au ventilatoare care funcționează la Mach 1,7 sau mai mult și necesită structuri semnificative pentru suprimarea zgomotului și reducerea deteriorărilor cauzate de ruperea paletelor.

Reprezentarea pe caracteristici

O diagramă a caracteristicilor prezintă performanța unui compresor și permite determinarea condițiilor optime de funcționare. Aceasta prezintă debitul masic de-a lungul axei orizontale, de obicei ca procent din debitul masic proiectat sau în unități de debit. Creșterea presiunii este indicată pe axa verticală ca raport între presiunile de stagnare la intrare și la ieșire.

Curba de pompaj identifică limita la stânga căreia performanța compresorului se degradează rapid și identifică raportul maxim de presiune care poate fi atins pentru un debit masic dat. Sunt trasate contururi ale randamentului, precum și curbe de performanță pentru funcționarea la anumite turații.

Stabilitatea comprimării

Randamentul funcționării este cel mai mare în apropierea curbei de pompaj. Însă dacă presiunea în aval este crescută peste limita maximă posibilă, compresorul se va bloca și va deveni instabil.

De obicei, instabilitatea va fi la frecvența rezonanței Helmholtz a sistemului, ținând cont de camera de distribuție din aval.

Bibliografie

• Ștefan Ispas, Ionel Lazăr, Motorul turboreactor, București: Editura Tehnică, 1991

Lectură suplimentară

• en Treager, Irwin E. Aircraft Gas Turbine Engine Technology, 3rd edn, McGraw-Hill Book Company, 1995, ISBN: 978-0-02-8018287
• en Hill, Philip and Carl Peterson. Mechanics and Thermodynamics of Propulsion, 2nd edn, Prentice Hall, 1991. ISBN: 0-201-14659-2.
• en Kerrebrock, Jack L. Aircraft Engines and Gas Turbines, 2nd edn, Cambridge, Massachusetts: The MIT Press, 1992. ISBN: 0-262-11162-4.
• en Rangwalla, Abdulla. S. Turbo-Machinery Dynamics: Design and Operation, New York: McGraw-Hill: 2005. ISBN: 0-07-145369-5.
• en Wilson, David Gordon and Theodosios Korakianitis. The Design of High-Efficiency Turbomachinery and Turbines, 2nd edn, Prentice Hall, 1998. ISBN: 0-13-312000-7.

Vezi și

• Compresor centrifugal

Legături externe

• Materiale media legate de compresor axial la Wikimedia Commons