Рабочее колесо компрессора.
Совершенство рабочего колеса
характеризуются величинами КПД 2
и коэффициента напора
,
которые зависят от коэффициента
расхода
.
КПД колеса определяются по уравнению
2 =
(3.6)
В этом уравнении Н2 адиабатная работа колеса, которая находится по выражению
Н2
=
;
L2 - действительная работа колеса, которую можно найти по выражению
L2
=
здесь n – показатель политропного процесса в колесе;
Z2 – потери энергии в колесе.
Максимальный КПД колеса с
лопатками загнутыми назад составляет
0,94
0,95, для колеса с радиальными лопатками
0,90
0,93.
Величина окружной скорости колеса определяется по уравнению
Uк
=
, (3.7)
где Нк – адиабатная работа компрессора;
- коэффициент напора компрессора;
- коэффициент трения диска колеса.
Коэффициент для полуоткрытых колёс компрессора с радиальными лопатками достаточно точно определяется по формуле
=
(3.8)
где Z2 – число лопаток колеса.
Обычно при Z2 = 12 23 и = 0,8 0,9 и = 0,04 0,08.
Угол лопатки на входе в колесо
выбирается в соответствии с направлением
относительной скорости воздуха на
входе
и угла атаки
:
=
,
=
,
(3.9)
где
и
- угол относительной скорости, и
угол атаки на входе в колесо с учётом
стеснения.
Угол атаки выбирается в пределах 2 5° при = 0,25 0,30 и 4 10° при = 0,30 0,35.
Правильность выбора геометрических размеров колеса проверяется по величине площади входа
,
(3.10)
где
;
- относительная скорость и плотность
воздуха в горловинах канала колеса.
На расчётном режиме работы
компрессора
=
0,9
1,0.
КПД компрессора и вид его характеристик
существенно зависят от числа и формы
лопаток колеса. Оптимальное число
лопаток при осевой длине колеса
=
0,25
0,35
равна 12
23.
Большее число лопаток применяется в
крупных турбокомпрессорах, меньшее
– в малых. Для улучшения характеристик
компрессора, особенно для малых колёс,
часто делают подрезку лопаток колеса
на входе через одну на длине 
=
(0,06
0,10)
Dк.
Технологически изготовление
таких колёс более сложно.
Осевая длина колеса связана,
в первую очередь, с типом турбокомпрессора
и величиной
.
В турбокомпрессорах с подшипниками
по концам ротора, с целью уменьшения
расстояния между опорами, осевую
длину колеса В2
стремятся сделать возможно меньшей.
Это позволит уменьшить критическую
частоту вращения ротора и несколько
уменьшить габаритную длину
турбокомпрессора. Обычно у таких
турбокомпрессоров
=
0,25……0,30. У турбокомпрессоров с
консольным расположением колес
ограничение осевой длины колеса
определяется стремлением уменьшить
его вес и увеличить критическую
частоту вращения ротора. Обычно у
этих турбокомпрессоров
=
0,26…..0,34. Зазор между лопатками колеса
и стенкой корпуса компрессора влияет
на КПД. При уменьшении относительного
зазора
при
=
const КПД компрессора
растёт. Однако при
0,05 КПД компрессора падает.
При проектировании проточной части рабочего колеса стремятся обеспечить равномерные поля скоростей и давлений в меридиональной плоскости во всех сечениях канала и плавное изменение скоростей и давлений воздуха в любой элементарной струйке вдоль канала.
Профилирование колеса в цилиндрическом сечении осуществляется таким образом, чтобы, прежде всего, обеспечить плавное изменение кривизны межлопаточного канала и приемлемую величину угла его раскрытия , определяемого по формуле
,
(3.11)
где
и
- поперечные размеры в начале и конце
канала для данного
цилиндрического сечения на диаметре D;
- длина канала.
Рекомендуется принимать
8….10°. Экспериментальные исследования
показали, что снижения угла
положительно влияет на работу
колеса. Очевидно, что наибольший угол
раскрытия канала соответствует
цилиндрическому сечению на диаметре
D1,
где имеется наименьший угол
.
Уменьшения угла
достигается применением рабочих
колес с большими значениями
или путем увеличения осевой
протяженности колеса.
Повысить КПД компрессора можно в результате использования рабочих колес с загнутыми назад лопатками, а также колес закрытого типа. Но при использовании колес с загнутыми назад лопатками существенно уменьшается напорность. По этой причине, а также в связи с усложнением технологии изготовления, такие колеса в турбокомпрессорах пока не нашли применения. Как показали результаты исследований, применение в компрессоре колес закрытого типа позволяет повысить КПД на 2…4 %.
3.3 Диффузоры.
В турбокомпрессорах применяются безлопаточные и лопаточные диффузоры. КПД безлопаточного диффузора не превышает 0,6…0,8. Это объясняется потерями на трение из-за большой длины траектории движения воздуха. В выполненных конструкциях компрессоров отношение наружного диаметра безлопаточного диффузора к наружному диаметру колеса составляет 1,6…1,8. Применение лопаточного диффузора позволяет повысить КПД и коэффициент напора компрессора за счёт увеличения степени преобразования кинетической энергии в давление на 5…6 % . В то же время лопаточный диффузор имеет более крутые характеристики. Выбор типа диффузора определяется требованиями к величине КПД компрессора и пологости характеристики.
Повышение статистического давления в безлопаточном диффузоре зависит от разности кинетической энергии потока на входе и выходе и от потерь энергии в нем.
.
(3.12)
Потери трения в безлопаточном диффузоре определяются по выражению
, (3.13)
где
- коэффициент трения;
Р - периметр поперечного сечения канала;
F - площадь поперечного сечения канала.
В безлопаточном диффузоре
принимают
=0,8…1,0.
Обычно для крупных турбокомпрессоров = 0,15…0,030, для малых = 0,025…0,040.
Преобразование кинетической энергии воздуха в давление в лопаточном диффузоре описывается уравнением:
,
(3.14)
где Z4
потери трения в лопаточном диффузоре
Обычно коэффициент трения
= 0,15…0,35.
Степень диффузорности лопаточного диффузора определяется по выражению:
, (3.15)
где
.
В этом выражении
- коэффициент загромождения на выходе
из диффузора (
=
0,86…0,94).
-коэффициент,
учитывающий отставания потока, по
опытным данным
=
1,05…1,07.
В современных турбокомпрессорах
=
1,7…2,5. Ширина лопаточного диффузора
на входе принимается равной
=(0,9…1,0)
,
на выходе принимается
или
Угол наклона стенки диффузора в меридиональной плоскости выбирается в пределах
=
4…6°.
Число лопаток диффузора
выбирается из условия получения
требуемого угла раскрытия эквивалентного
диффузора
.
Для уменьшения вероятности вибрации
лопаток колеса принимают
=
13, 17, 19, 23, 29, 31 и т.д., то есть выбирают
простые числа. Угол раскрытия
эквивалентного диффузора выбирается
в пределах
=
6…8° , чему соответствует отношение
диаметров
1,3…1,4.
Углы потока на входе в
лопаточный диффузор
и на выходе
, а также лопаточные углы
и
определяются по выражениям
Величину горловин на входе в лопаточный диффузор можно определить из уравнения
,
(3.16)
где
= 1,0…1,1.