24. Классификация потерь в компрессоре.

Газодинамические потери в проточной части лопаточной машины делят на потери в межлопаточных каналах и потери вне каналов – концевые потери, последние условно подразделяются на потери в радиальном зазоре и потери на трение рабочего тела вне межлопаточных каналов, включая потери на трение диска. В средней части «длинных» лопаток (прямолинейный участок а–а) имеют место потери, характерные для обтекания безграничного (по размаху) профиля E_проф. Эти потери, складываются из потерь на трение и вихреобразование в пограничном слое, из кромочных потерь, образующихся при смешении на выходной кромке потоков, сходящих с выпуклой и вогнутой сторон профиля, и волновых потерь (при около- и сверхзвуковых скоростях). У радиальных границ канала добавляются вторичные потери. Они обусловлены трением на радиальных границах канала и специи-фическими циркулярными течениями. Можно указать величину вторичных потерь энергии (E_вт) и осредненные («размазанные») по радиусу суммарные потери энергии в канале (E_кан).

25. Формы входных патрубков, лопаточных диффузоров и выходных устройств центробежного компрессора.

Схема лопаточного диффузора приведена на рис. 7.1. Поток на входе в лопаточный диффузор имеет скорость с₃ ( ≤0,85...0,9) и угол ₃. Величина угла на выходе из безлопаточного диффузора обычно бывает в пределах ₃=12...18°. В лопаточном диффузоре под воздействием лопаток поток не подчиняется закону c_ur=const, и окружная составляющая скорости уменьшается более интенсивно, чем в безлопаточном диффузоре. На выходе из лопаточного диффузора угол обычно бывает в пределах ₄=25...30°. Рассмотрим на простом примере, на какую величину сокращаются габаритные размеры компрессора при применении для торможения скорости лопаточного диффузора. Пусть протяженность диффузора составляет D₄/D₃=1,25. Если бы не было лопаток, то отношение площадей F₄/F₃ и, следовательно, торможение скорости при =const также составляло бы величину с₄/с₃=1:1,25. Пусть при отношении D₄/D₃=1,25 угол входа потока лопатки диффузора составляет величину ₃=15°, а на выходе из него ₄=30°, тогда и, следовательно, торможение скорости при =const будет с₄/с₃=1:2,5.

Коэффициент потерь в лопаточном диффузоре определяется выражением, аналогичным (7.38):

Рис. 7.1. Схема основных элементов центробежного компрессора:

1 – рабочее колесо; 2 – безлопаточный (щелевой) диффузор; 3 – лопаточный диффузор

Наиболее рациональная форма лопаточных диффузоров может быть найдена при применении теоретических методов профилирования, обеспечивающих гидродинамически целесообразное распределение скорости.

26. Изменение параметров по высоте лопатки компрессора. Способы закрутки лопаток в ступени осевого компрессора.

Сравнительное распределение параметров потока по радиусу по законам с_ur=const и _к=const приведено на рис. 6.24. Рассмотрим более детально особенности закона профилирования _к=const. Прежде всего обращает на себя внимание сравнительно малый рост , при законе _к=const и увеличении радиуса. Однако при малых значениях относительного диаметра втулки величина становится большой. Происходит это потому, что при _к=const сильно увеличивается величина c_1a на втулке. Поскольку профили рабочих лопаток во втулочных сечениях сравнительно толстые, повышенные значения приводят к большим потерям энергии. Поэтому применение закона _к=const в первых ступенях весьма затруднительно. На первых ступенях многоступенчатого компрессора применяются лопатки, спрофилированные по промежуточному закону. Для одной-двух первых ступеней с =0,35...0,5 рациональное распределение чисел получается при законе закрутки с коэффициентом В, близким к нулю.

Рис. 6.24. Распределение параметров по высоте проточной части при профилировании

Рис. 6.25. Распределение степени повышения полного давления по радиусу лопатки ступени вентилятора и i-S-диаграмма к расчету КПД ступени и РК

При профилировании лопатки первых ступеней, особенно вентиляторов, где высота лопатки значительна, сохранять величину Н_т и, следовательно, степень повышения полного давления по высоте лопаток не представляется возможным. Приходится, например, в лопатках вентиляторов существенно уменьшать напорность втулочной части, а для последующего выравнивания степени повышения полного давления устанавливать так называемые подпорные ступени, которые устанавливаются во внутреннем контуре двухконтурного турбореактивного двигателя. Типичное распределение степени повышения полного давления по радиусу вентиляторной ступени приведено на рис. 6.25. Даже в сравнительно коротких ступенях многоступенчатых компрессоров для повышения их эффективности лопатки в концевых (периферийном и корневом) сечениях профилируют с напором, большим, чем в средних сечениях. Перечисленные обстоятельства, а также необходимость более точного учета особенностей обтекания лопаточного венца (влияние лопатки на поток при их нерадиальном расположении, наклон и кривизна меридиональных поверхностей и линий тока, учет сжимаемости и возникающих потерь) привели к тому, что рассмотренные в этом разделе способы расчета параметров потока по радиусу лопаточного венца не применяются в настоящее время в практике профилирования компрессоров. Мы их рассматривали только для наглядной демонстрации важных особенностей в распределении параметров потока по радиусу. Подчеркнем еще раз, что для расчета распределения параметров потока по радиусу следует воспользоваться современными методами. При этом на выбор замыкающего соотношения – закона закрутки лопаток – существенное влияние оказывают три параметра: числа и и величина угла поворота потока  во втулочных сечениях. Если не удается обеспечить эти величины на допустимом уровне, то приходится снижать выбранную заранее величину коэффициента теоретического напора ступени.