Нагнетатели. Краткий обзор истории развития нагнетателей. Основные типы и классификация нагнетателей. Рабочие параметры нагнетателей, страница 8

где j = ρ∙g.

Первое слагаемое правой части уравнения (4.36) называется динамическим напором колеса, который в диффузоре может быть преобразованы в статистический.

Сумма двух последних слагаемых в уравнении (4.36) физически отражает прирост статистического давления в рабочем колесе.

Первое слагаемое этой суммы отражает приращение статистического давления за счет действия центробежных сил, действующих на массу m при радиусе r и угловой скорости w.

Второе слагаемое этой суммы есть приращение статического давления из-за торможения потока в межлопаточном канале.

Отношение:

                                                         (4.40)

представляет собой долю перепада давлений ступени, созданную в рабочем колесе и называется степенью реактивности ступени.

В рабочем колесе осевого нагнетателя изменение давления происходит только за счет изменения относительной скорости в каналах, и работа ступени нагнетателя будет:

                                                           (4.41)

Сравнивая (4.36) и (4.41), можно показать, что при сопоставимых условиях в ступени центробежного нагнетателя достигается большее отношение давлений, чем в осевом, т.е. осевой нагнетатель имеет большее число ступеней.

4.11. Параметры ступени нагнетателя, потери от трения и утечек

Уравнение объемной производительности нагнетателя V можно записать из уравнения неразрывности в любом цилиндрическом сечении:

                                                  V₁ = π ∙ Д₁ ∙ в₁ ∙ с_1r ∙ μ₁,         (4.42)

где μ₁ – коэффициент заполнения сечения межлопаточного канала активным потоком с учетом конечной толщины лопаток. Обычно 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 p∙vⁿ = const.

Давление на выходе из рабочего колеса:

                .                                                                (4.43)

Для насоса или вентилятора (p = const) для давления за рабочим колесом можно получить:

                                    .                                                                (4.44)

Если c₂ – скорость на выходе из ступени, то р₂ – давление за ступенью.

На показатели нагнетателя влияют формы лопаток и угол лопатки на выходе β_2л.

Конструктивно проточные части центробежных нагнетателей сводятся к трем типам рабочих колес (рис 4.16):

– компрессорные (β_2л < 90°) загнутые назад;

– вентиляторные (β_2л > 90°) загнутые вперед;

– авиационного типа (β_2л = 90°) радиальные.

Рис. 4.16. Различные формы лопаток рабочего колеса нагнетателя

Отношение c_2u/2 = φ₂ называют коэффициентом напора. Если полагать
c_1u = 0, т. е. φ₁ = c_2u/ u₁ = 0, то из (4.34) получим:

                                                            .                    (4.45)

При равенстве скоростей с₁, w, u, на входе в колесо и одинаковые для все трех типов колес и одинаковые для всех трех типов колес засечения u₂, получим, что при β_2л > 90° имеем наибольший напор в соответствие с коэффициентом φ₂.

В реальной конструкции нагнетателя для передачи потоку энергии ее количество должно быть большим чем в идеальном нагнетателе, что связано с потерями: гидравлическими, вызванными трением и вихреобразованием в проточной части, утечками рабочего тела как в окружающую среду, так и внутри проточной части, а также механическими потерями.

Кроме того, число рабочих лопаток всегда конечно, а не бесконечно, как это предполагалось при выводе формулы Эйлера (4.34)

Конечное число лопаток Z_л в ступени нагнетателя учитывается коэффициентом φ, равным относительно c_2u/.

                                                  .         (4.46)

Формула (4.46) показывает, что влияние вращательного движения возрастает при малом числе лопаток, большой скорости вращения u₂ и малых .

Влиянию вихревого движения подвержены колеса, у которых β₂ > 90°.