ми крсмками лопаток, II - 7/ за выходными кромками на диаметре Dz, / - / на выходе из безлопаточного диффузора, IV - IV т выходе из лопаточного диффузора и V - У на выходе из воздухосборника. Окружные составляющие абсолютной скорости имеют индекс и, радиальные - г, осевые - а.

Компрессор рассчитывают для одного режима - или номинального или максимального крутящего момента.

Основными параметрами, характеризующими работу центробежной ступени, являются степень повышения давления в компрессоре «к и массовый расход воздуха G. . *

Эффективность ступени оценивается изоэнтропическим {адиабатическим) к. п.д. гад.к - отношением работы адиабатического сжатия к действительной работе сжатия. При проектировании компрессора надо исходить из требований ГОСТ 9658-66, устанавливающего значения к. п. д. в зависимости от наружного диаметра Dz колеса компрессора (см. табл. 67).

Производительность компрессора (массовый расход воздуха через

двигатель), кг/с, опреде-

М 1Ш.1111.ШШ..Ш1 и1111111 ?асТет"а°

Объемный расход воздуха (hmVc)

Qb =Gb/Po. (401)

где ро - плотность воздуха, кг/м*.

Для расчета компрессора сначала задаются параметрами окружающей среды (см. §8, гл. III).

Входное устройство и рабочее колесо. Температуры потока на выходе и входе патрубка компрессора (сечение /-/на.

рис.

том 0.1 тв.2озоло.бо.в1.о1лг.о 3.04.0 а, м/и

Рис. 123. Расходные компрессоров типов

характеристики турбо-ТК (а) и ТКР (б) по ГОСТ 9658-66

122) принимают равными, т. е. Та., = ТК. Это условие выполняется, если пренебречь теплообменом с окружающей средой при движении воздуха от входного сечения патрубка к выходному.

Давление потока в сечении ajj -

Равх = Ро - АРве.

где Ар = 0,002 -4- 0,006 - потери давления на преодо-

ление сопротивлений на всасывании в компрессор, МПа. Величина Дрвд зависит в основном от сопротивления воздушного фильтра и трубопроводов. "

С целью снижения потерь энергии во входном устройстве ему придают форму конфузора, обеспечивающего непрерывное ускорение потока вдоль оси входного патрубка. Для осевого и коленообразного патрубков отношение между площадями входного и выходного сечений FaJFi = 1,3 -г- 2,0, а для радиально-кругового FaJFi = 2,0 3, 5.

Для определения степени повышения давления л;к в компрессоре кроме давления Рав необходимо знать величину давления воздуха Рк на выходе из него: ic = pJ Par

По значениям Qb и як (рис. 123) определяют типоразмер турбо.-компрессора, а по табл. 67 - номинальный базовый диаметр колеса компрессора Dz.

Для оценки напорных качеств компрессора используют коэффициент напора Я1д .к, характеризующий эффективность использования окружной скорости колеса для совершения адиабатической работы сжатия и представляющий отношение адиабатической работы сжатия Z-ад.к (Дж/кг) к квадрату окружной скорости U2(m/c) на наружном диа- метре колеса:

Яал.к = L

-а д. к

/и1.

Ьад.к -

k - l

R.Tn

(402> (403>

коэффициент напора диаметра колеса Dz,

Для полуоткрытых осерадиальных колес Яад.к = 0,56 -f- 0,64 и зависит от наружного

окружной скорости Uz и качества профилирования проточной части* компрессора. Меньшие значения Яад.к принимают для колес с Dz = = 70 -г ПО мм, более высокие с Dz > 110 мм. В компрессорных, ступенях с лопаточным диффузором величина Яад.к выше на 0,02-0,04,, чем при безлопаточном диффузоре.

Окружная скорость Uz на наружном диаметре рабочего колеса определяется из уравнения (402)

-ад .к

ад.к

322

Величина окружной скорости колеса зависит от степени повышения» давления воздуха в компрессоре л к. В высоконапорных компрессорах Uz = 250-500 м/с. Частота вращения компрессора Пк = 60 U2/(nDz) об/мин.

Параметры воздуха в выходном сечении / - / (рис. 122) патрубка; можно определить, если задаться абсолютной скоростью Ci потока в. этом сечении. Величина абсолютной скорости d потока перед колесом, может изменяться в широких пределах (ci - 60- 150 м/с). Вбльшие-значения абсолютной скорости ci принимают для компрессоров с высокими окружными скоростями («2 = 300-=- 500 м/с). При осевом! входе потока осевая составляющая абсолютной скорости ci перед, колесом принимается равной абсолютной скорости Ci, т. е. Ci„ - Ci.

323:

Температура воздуха на входе в колесо (сечение I - Г)

Т,=Та + \ =Т.+-К, (404)

гдеср -теплоемкость воздуха при постоянном давлении, Дж/(кг • К).

СЙ-носительные потери в воздухоподводящем патрубке компрессора оценивают коэффициентом потерь вх- Для патрубков с осевым входом 5,-0,03ч-0,06, для коленообразных патрубков ?в = 0,10ч-Ч- 0,15. Задавшись величиной 5вх. определяют потери в воздухоподводящем патрубке компрессора (Дж/кг):

(405)

Показатель политропы «вх на участке входа воздуха в компрессор определяют из выражения

Пвх-1 k-l RB(Ti-Ta)

Давление воздуха перед колесом компрессора

чПвх/(Пвх--1)

(406)

Площадь Fi (м*) поперечного сечения входа в рабочее колесо при известном значении pi определяют по расходу воздуха и абсолютной скорости ci потока в сечении / - /:

=1 = Gb/(CiPi)-

Диаметр рабочего колеса (м) на входе в компрессор

0,785 [1 - (D„/Di)2]

где Do - диаметр втулки рабочего колеса, м.

Величина Do/Di в выполненных конструкциях изменяется в пределах 0,25-0,60.

Диаметр Do втулки колеса

Do = DA/D,.

Одним из основных конструктивных параметров компрессора является отношение D1/D2, называемое относительньм диаметром колеса на входе. Для большинства созданных конструкций центробежных компрессоров D1/D2 = 0,5 ч- 0,7. Отношение D1/D2 выбирают предельно наибольшим для уменьшения габаритных размеров компрессора.

По известным значениям D и Do определяют средний диаметр на входе в колесо

D,cp = l(Df-bD?)/2

и относительный средний диаметр входного сечения колеса

Работа, затрачиваемая на сжатие воздуха в компрессоре, его к. П.Д. и напор зависят от числа лопаток колеса. Строгих и однозначных рекомендаций по выбору числа лопаток нет. В выполненных конструкциях компрессоров для иаддува автомобильных и тракторных двигателей гк==12-4-16, для колес малых диаметров (D2 = 704-Ч- 100 мм) принимают меньшие значения Zk.

При бесконечном числе лопаток работа сжатия (Дж/кг) без закрутки потока на входе в колесо

Ln = U2 .

При конечном числе лопаток работа сжатия Ln отличается от работы Ln. Это отличие оценивают коэффициентом мощности

(407)

Коэффициент мощности х для осерадиальных колес в области расчетных режимов можно определить с достаточной точностью по формуле П. К. Казанджана

IX =-„ ---. (408)

2 я

-(1ср/)

Из выражения (407) следует, что окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса С2„ = х и. Радиальная скорость

определяется из заданного соотношения C2r/«2- В выполненных компрессорах С2г = (0,25 ч-0,40)u2 м/с. Абсолютная скорость (м/с) воздуха на выходе из колеса находится из треугольника скоростей

<рис. 122): Сг = К cL -f ci. Обычно = (0,90 ч- 0,97) и м/с.

Температуру воздуха (К) на выходе из рабочего колеса можно определить из уравнения

!V2)«/V

72-71 + (! + а/-

(409)

где а. - коэффициент дисковых потерь (для полуоткрытых колес 0,04 ч-0,08).

При определении давления Р2 воздушного потока на выходе из колеса величину показателя политропы сжатия воздуха «к определяют по эмпирическим зависимостям или принимают по опытным данным. Б выполненных конструкциях компрессоров «к = 1,4 ч- 1,6.

Давление воздуха за колесом

Р2 = Р1(Г,/Г/«"«-\ (410)

По значениям рг и 72 можно определить величину плотности рг воздушного потока и найти ширину (м) рабочих лопаток колеса на диаметре D2 (см. рис. 122):

&2 = Gj{D2r9i)

(411)

Относительная ширина лопаток ЬЮ. Максимальный к.п.д, компрессора обычно обеспечивается при 0,04+ 0,07.

Существующие малоразмерные компрессоры выполняют с относительной шириной колеса Б г= fi/d2 = 0,25 ч-0,35. Ширина колеса 5 зависит в основном от технологии изготовления и геометрических размеров колеса. Чем меньше d2, тем труднее обеспечить плавный поворот потока в меридиональном сечении, тем шире должно быть колесо. Ориентировочно можно принять Б < 0 при Dg > 1Ш мм и Б > 0,3 при Dz < 110 мм. Однако увеличение В свыше 0,35 не приводит к заметному повышению к. п. д. компрессора.

Диффузоры и воздухосборник. Воздушный поток на выходе из колеса имеет высокую кинетическую энергию. В диффузоре кинетическая энергия преобразуется в потенциальную за счет торможения потока.

Ширина &з безлопаточной части диффузора принимается по известному значению высоты bz лопаток компрессора на выходе, т. е. Ьд - = (0,90 1,0) bz- Если за безлопаточным диффузором следует лопаточный, то принимают bg ~ bz-

Наружный диаметр Dg безлопаточного диффузора Оз г= (1,05 ч-

1,20) d2. При отсутствии лопаточного диффузора Dg = 1,4-f- 1,8. Абсолютная скорость (м/с) на выходе из безлопаточного диффузора в первом приближении

- ь.

с, = -

(412)

В компрессорах, в которых за безлопаточным следует лопаточный диффузор, отношение Cg/Cy = 1,08 -1,25. При одном безлопаточном диффузоре С2/С3 = 1,65 ч- 2,2..

При газодинамическом расчете лопаточного диффузора по принятым конструктивным размерам определяют температуру, давление и скорость движения воздушного потока в межлопаточных каналах.

Применение лопаточного диффузора позволяет повысить максимальное значение к. п. д, и коэффициента напора компрессора по сравнению с безлопаточным диффузором за счет уменьшения потерь.

- Наружный диаметр D4 лопаточного диффузора определяют в зависимости от величины Dz, т. е. d4 = (1,35 ч- 1,70) Dz. Ширину bi лопаточного диффузора на выходе принимают равной bg или несколько большей, т. е. 64 > bg. Если велики потери на трение, желательно выполнять диффузор со стенками, расходящимися под углом v = = 5ч- 6°.

Ширина (м) лопаточного диффузора на выходе

b = b, + iD,~D,)ig/2. Давление за лопаточным диффузором

Pi = Ра вхк-

(413)

Для определения температуры Г* необходимо определить величину показателя политропы сжатия Пд в диффузоре. В щелевом и лопаточном диффузорах Лд = 1,6 ч- 1,8.

Температура (К) за диффузором

Ti = Tz{pJPzf-\

Скорость воздушного потока (м/с) на выходе из лопаточного диффузора определяют из уравнения энергии:

c,V cl~{T,-Tz) 2ср . (414)

Из лопаточного диффузора центробежного компрессора воздух поступает в воздухосборник, позволяющий подвести поток к впускно-. му трубопроводу с минимальными потерями энергии.

Из применяемых воздухосборников наибольший к. п. д. имеет воздухосборник, выполненный в виде несимметричной улитки.

Площадь поперечного сечения воздухосборника в выходном сечении иногда принимают такой, чтобы скорость воздуха была равна или близка его скорости на выходе из лопаточного диффузора, т. е.

Ci « С5.

Потери напора ул (Дж/кг) в улитке (воздухосборнике)

ул - ?ул42.

(415)

где Syjj -0,1ч- 0,3 - коэффициент потерь в улитке.

Имея в виду, что Cg « С4, температуру Га на выходе из улитки с известным приближением можно принять равной температуре на выходе из лопаточного диффузора, т. е. Г5 « Т.

Давление (МПа) на выходе из улитки

P5=Pi

(416)

Скорость потока в улитке можно понизить, выполнив выходной патрубок воздухосборника диффузорным (рис. 124). В этом случае несколько повышается давление pj.

Основные параметры компрессора. Давление р5 на выходе из улитки компрессора соответствует давлению рк наддувочного воздуха перед входом во впускной трубопровод двигателя, т. е. принимают Рь = рк.

Полученное давление ps на выходе из компрессора не должно отличаться от принятого в тепловом расчете двигателя давления Рк более чем на 2-А%. В противном случае необходимо произвести повторный расчет компрессора, изменив параметры, определяющие его напор. Рис. 124. Схема улитки