Приближённый расчёт рабочего колеса.

Продольный разрез рабочего колеса дан на рис. 13.15. Полагая вход на рабочие лопасти радиальными (рис. 13.16), из уравнения (13.26) получаем

. (13.35)

Изоэнтропный КПД ступени может быть принят равным около 0, 85. Окружная скорость u₂ принимается от 150 до 250 м / с. По известным значениям n и u₂ рассчитывается наружный диаметр колеса:

.

Отношение входного и выходного диаметров выбирается равным приблизительно 0, 5. Возможны отклонения от 0, 48 до 0, 60.

Лопастной угол на входе определяется из параллелограмма скоростей (см. рис. 13.16).

Рис. 13.15. Продольный разрез колеса Рис. 13.16. Параллелограммы скоростей

центробежного компрессора рабочего колеса с радиальным входом

на лопасти

Угол атаки рабочей лопасти можно принимать i = 0 - 5^°.

Установочный угол лопасти на входе .

Из уравнения (13.35) следует

. (13.36)

Скорость c₁ может быть принята равной скорости c₀ входа в рабочее колесо, оп-ределяемой из уравнения расхода для входного сечения колеса. Из параллелограмма скоростей на выходе (см. рис. 13.16) следует, что . Полагая c_2r = c₁, что является обычным для колёс центробежных машин, из уравнения (13.36) получим

. (13.37)

Правая часть равенства, обозначенная B, может быть вычислена по заданным и принятым величинам p₁, p₂, T₁, c_p, k, η _a. Из уравнения (13.37) следует

; .

Связь c_2u с выходными параметрами, учитывая влияние конечного числа лопастей формулой Стодолы, удобно выражается в виде

. (13.38)

Число рабочих лопастей принимают z = 16 – 32.

Формула (13.38) позволяет найти необходимое значение угла β ₂. Конечная температура сжатия в рабочем колесе определяется с помощью зависимостей

; . (13.39)

Удельные объёмы газа на входе и выходе находят по уравнению состояния, а затем по заданной массовой подаче рассчитывают объёмные расходы.

Уравнение расхода , применённое к входному и выходному сечениям, позволяет определить ширину лопастей. При этом следует иметь в виду, что вследствие утечек через уплотнения переднего диска фактический расход рабочего колеса больше заданного на 1 – 1, 5 %.

Размеры входного (нормального к оси) сечения рабочего колеса определяют по уравнению расхода

, (13.40)

где размер D_ст принимается по конструктивным соображениям в зависимости от диаметра вала.

Форма рабочих лопастей устанавливается значениями углов β _1Л и β _2Л и способом построения средней линии лопасти (рис. 13.17).

Расчёт безлопаточного диффузора. Расчёт такого диффузора, применяемого в стационарных компрессорах, заключается в определении геометрических размеров и состояния газа на выходе.

В основе расчёта лежат закон

rc_u = const

и уравнение баланса энергии, приводящие к уравнениям (13.29) и (13.30).

Рис. 13.17. Построение лопасти одной Рис. 13.18. Форма лопастей обратного

дугой окружности направляющего аппарата центробежного

компрессора

Ширину и радиальный размер диффузора можно рассчитать по выбранным практикой соотношениям

b₃ = b₄ ≈ b₂;

D₄ = (1, 6 – 1, 8) D₂.

Окружная составляющая скорости на выходе из диффузора

.

Радиальная составляющая

.

Ввиду того, что объёмный расход может быть определён только при известном удельном объёме газа, использование последнего равенства связано с предварительным заданием и проверкой его в конце расчёта.

Угол выхода потока из диффузора

.

Повышение давления в диффузоре можно рассчитать по уравнению (13.30), а повышение температуры – по уравнению

.

Расчёт лопаточного диффузора. Лопаточные диффузоры обычно применяют при . Размеры их могут быть приняты на основании практических данных: ////// b₃ = b₄ = (1 – 1, 2) b₂; D₃ ≈ 1, 1 D₂; D₄ = (1, 3 – 1, 55) D₂.

Входной угол α _3Л лопаток диффузора следует полагать равным выходному углу α ₂ рабочего колеса. Выходной угол α _4Л находится обычно в пределах 30 - 40^°.

Число лопаток диффузора не должно быть равным и кратным числу рабочих лопаток. В обычных конструкциях z_диф = 20 – 28.

Лопатки диффузора очерчиваются дугой круга.

Форма лопастей обратного направляющего аппарата приведена на рис. 13.18.