Параметры ступени нагнетателя

• Скорость

• Давление

• Температура

Применяя уравнение неразрывности в любом цилиндрическом сечении, получаем объемную производительность нагнетателя V, выраженную через соответствующие геометрические параметры и скорости, м³/c.

В частности, для наиболее часто используемой величины V₁, имеем

.где μ₁ - коэффициент заполнения сечения межлопаточного канала активным потоком с учетом конечной толщины лопаток. Обычно принимается μ₁= 0,85 - 0,95.

Давление на выходе из любого элемента ступени нагнетателя зависит от вида рабочего тела.

Для компрессора ρ = var в общем случае изменение состояния определяется политропой

Давление на выходе из рабочего колеса

Для изоэнтропного процесса n= k и уравнение имеет тот же вид

Давление на выходе из диффузора (из ступени) определяется

для политропного процесса

Для насоса или вентилятора (ρ = const) можно получить аналогичные зависимости.

Например, для давления за рабочим колесом

Если с₂ - скорость на выходе из ступени, то р₂ - давление за ступенью.

Влияние формы лопаток на рабочие параметры нагнетателя

С помощью уравнения Эйлера можно показать влияние формы лопаток и угла лопатки на выходе ß_2л на показатели нагнетателя.

Конструктивное многообразие проточной части центробежных нагнетателей практически сводится к трем типам рабочих колес

компрессорные, с углом ß_2л < 90° (загнутые назад);

вентиляторные, с углом ß_2л > 90° (загнутые вперед);

авиационного типа, с углом ß_2л ⁼ 90° (радиальные).

 

 

Преобразуя уравнение Эйлера введением коэффициента закрутки потока

φ₂ = с_2u / u₂ (его называют также коэффициентом напора) и полагая с_1u = 0, т.е.

φ₁ = с_1u / u₁ =0, получаем

Тогда для трех рассматриваемых типов рабочих колес, исходя |из соотношений, получаемых из треугольников скоростей, именем: при ß_2л < 90° φ₂< 1; при ß_2л > 90° φ₂> 1 и при ß_2л = 90° φ₂ = 1.

Полагая при этом равенство скоростей c₁,w₁, u₁ на входе в колесо для всех трех типов рабочих колес, а также одинаковые во всех случаях скорости u₂, констатируем, что ступень с ß_2л < 90° имеет "меньший ß_2л= 90° и φ₂ = 1 средний, а ß_2л ^> 90° - больший напор в соответствии с коэффициентами φ₂.

Преобразование кинетической энергии происходит в диффузоре и частично в обратном направляющем аппарате, эффективность которых по сравнению с рабочим колесом значительно ниже. Из этого следует, что при больших скоростях c₂ следует ожидать и больших гидравлических потерь в диффузоре, а следовательно, и снижения КПД нагнетателя в целом.

Для оценки роли статического напора в полном напоре и влияния на него угла ß_2л используем коэффициент реактивности рабочего колеса:

Радиальная составляющая выходной скорости c_2r, определяет производительность колеса и ступени. Видно, что при заданных производительности и скорости вращения c_2r = const, u₂ = const) коэффициент реактивности Ω возрастает с уменьшением угла ß_2л. Лопатки, загнутые вперед (ß_2л > 90°), имеют небольшую реактивность, создают большую скорость с₂ на выходе из рабочего колеса, т.е. в основном преобразуют полученную потоком энергию в скоростной напор. Для преобразования скоростного напора в статический нагнетатель с такими лопатками должен иметь развитые диффузорные устройства, которые обладают низким КПД в сравнении с каналами рабочего колеса.

Поэтому чем выше ß_2л и ниже коэффициент реактивности нагнетателя, тем обычно ниже его КПД. Рабочие колеса с лопатками, загнутыми вперед, применяются ступенях вентиляторов низкого и среднего давлений, где необходима большая производительность, а статический напор играет меньшую роль.

Для высоконапорных нагнетателей (компрессоры) выгоднее применять рабочие колеса с лопатками, загнутыми назад, такие колеса создают наибольший статический напор.

Ступени с радиальным выходом потока (ß_2л = 90°) при принятых условиях сравнения (u₂ == const) имеют средние показатели, как по развиваемому давлению, так и по КПД. В проточной части такого типа может иметь место даже и дополнительное снижение КПД, связанное с большой диффузорностью межлопаточного канала при радиальном выходе газа. Однако форма осерадиального рабочего колеса более сложна |по конструкции из-за пространственного характера, как самой решетки лопаток, так и структуры потока, и имеет преимущество по |сравнению со ступенями обоих сравниваемых предыдущих типов в том отношении, что из-за отсутствия у лопаток изгибных напряжений максимально допустимые скорости u₂; для таких колес могут быть приняты значительно выше, что приводит к росту развиваемого давления, и КПД; именно поэтому такие рабочие колеса применяются в одноступенчатых нагнетателях, когда необходимо получить в одной ступени высокие давления при больших значениях КПД (так называемые ступени и нагнетатели авиационного типа).