книги из ГПНТБ / Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания

Предельная плотность потока массы увеличивается с возрас­ танием окружной скорости колеса и увеличением радиуса рас­ положения сечения канала, ограничивающего расход. Введение

которых следует, что с увеличением «і влияние ѵ усиливается.

а и «[Г

1 — а = 1,0; 2 — а = 0,875; 3 — сг = 0,715

Увеличение потерь энергии (снижение сг) способствует сниже­ нию ркрЙУкр.

Представляет интерес анализ возможности ограничения рас­ хода тем или иным сечением колеса. С этой целью для одного из

осерадиальных колес при окружной скорости и2 = 395 м/с были приближенно определены значения действительной плотности потока массы рw для трех струек тока. Для тех же струек тока по формуле (77) были определены значения предельной плот­ ности потока массы в различных сечениях. Результаты

расчетов в виде графиков pw и ркр^кр = f(r) для колес различ­ ных вариантов, отличающихся одно от другого углом р2л загиба лопаток, показаны на рис. 46. Сопоставление между собой кри­

вых рw = f (г) и Ркр^кр = f(r) показывает, что разница, между

80

значениями рw и рКр®кр минимальна в узком входном сечении колеса даже для колес с лопатками, загнутыми вперед (или назад) на угол р2л = 45°.

Из результатов расчета следует сделать вывод, что для осе­ радиальных колес наиболее вероятным сечением, ограничиваю­ щим расход, является узкое входное сечение колеса.

г,т

170

150

150

110

90

70

50

30

Полный максимальный расход через колесо получается пу­ тем суммирования значений AGmax, определенных с помощью выражения (78) для различных струек тока. Элементарная пло­ щадь ограничивающего расход сечения канала

r„

Обычно вычисление интеграла производится численным ме­ тодом, для чего входное сечение колеса разбивают на кольцевые

участки радиальной протяженностью Ar со средним радиусом г,-

энергии, закручивания потока на входе в колесо, работы, подво­ димой воздуху при его движении от входного сечения до сече­ ния, ограничивающего расход. Использование последовательных

Практика расчетов показывает, что обычно достаточно сделать

два приближения, причем в первом приближении можно принять

Ц к = 1,0.

СВЯЗЬ МЕЖДУ ПАРАМЕТРАМИ ВО ВХОДНОМ И ОГРАНИЧИВАЮЩЕМ РАСХОД СЕЧЕНИЯХ КАНАЛА

Для анализа условий, приводящих к возникновению предель­ ной скорости в сечении канала, расположенном вблизи его вход­ ного сечения, воспользуемся уравнением (78), в котором полные

1— 1 и осевым направлением. Приравняв правые части уравне­ ний (85) и (78), после преобразований получим

82

Это выражение устанавливает связь между предельными значениями приведенной относительной скорости XWl и угла входа потока ßi на входе в канал элементарной ступени.

При течении газа во входном участке (между сечениями 1— 1 и а—а) канала по цилиндрическим поверхностям имеем г = 1,0

Аналогичный вид имеет уравнение и для неподвижного ка­ нала, например канала лопаточного диффузора.

Д/эф

--- ---- О И І В| sin ßi = const

Графически связь между параметрами, входящими в выра­ жение (87), представлена на рис. 47. Теоретически существует минимальное значение угла ßimin, при котором запирания кана­

заданном угле ßi запирание канала наступает при меньших зна­ чениях Xw, , а следовательно, и при меньшей величине осевой

приводит к более резкому уменьшению приведенной скорости ^ш.пред, чем это следует из условия Я®, sin ßi = const. Поэтому уменьшается скорость с\т и, следовательно, при неиз-

ВЕЛИЧИНА ПОТЕРЬ ВО ВХОДНОМ УЧАСТКЕ КОЛЕСА ПРИ МАКСИМАЛЬНОМ РАСХОДЕ

При максимальном расходе через колесо осерадиального типа наличие потерь энергии учитывается коэффициентом рас­ хода цк.

Величина цк может быть определена из выражения (87), которое после подстановки А /Эф = еД/Дгеом принимает вид

где Д/ігеом — площадь горловины канала.

С учетом, что площадь, занятая потоком при входе в каналы

84

корня лопаток р,к = 0,90). Снижение коэффициента рк с умень­

дены испытания компрессоров двух типов с колесами диаметром £)2 = 245 и D2 — 340 мм и с безлопаточным диффузором. При максимальных значениях расхода и различных значениях при­ веденной окружной скорости колеса определялись значения Яц., и углы потока на различных радиусах их входного сечения.

Результаты испытания колеса диаметром D2 = 245 мм с осе­ вым входным патрубком показаны на рис. 49, из которого видно, что они хорошо согласуются с данными К. Роджерса [45]. Вели­

85

этого колеса существенно ниже, чем для колеса с D2 = 245 мм. Это объясняется неравномерностью потока в окружном направ­ лении, создаваемой коленообразным цатрубком (см. рис. 13). Неравномерность скорости

Cicp

при и2пр = 350 м/с составляет 12—13%. На рис. 51 приведены также значения /%,,пред, . подсчитанные по результатам изме­ рений осевой скорости гребенкой, расположенной вблизи

8 6

зоны максимальной скорости потока. Величина коэффициента |тк близка к значениям, определенным при испытаниях колеса диаметром D2 = 245 мм с осевым входным патрубком.

ОГРАНИЧЕНИЕ РАСХОДА ЧЕРЕЗ ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ КОМПРЕССОР ЛОПАТОЧНЫМ ДИФФУЗОРОМ

Ограничение расхода через компрессор рабочим колесом мо­

ляется жестких требований в отношении их габаритных размеров и максимального использования пропускной способности их рабочих колес, поэтому даже на номинальном режиме расход часто ограничивается лопаточным диффузором. Кроме того, при недостаточном запасе по пропускной способности колеса проис­ ходящее вблизи номинального режима снижение полного дав­ ления за колесом также может приводить к преждевременному

где pz и Тз соответственно полное давление и температура торможения на входе в лопаточный диффузор; Д/д Эф = Af$en — эффективная площадь элементарной струйки в горловине диффузора; ед — коэффициент сужения потока.

Температура торможения Г * обычно принимается постоян­ ной по ширине канала диффузора. Суммарный расход

давления и коэффициента восстановления во входной части ло­ паточного диффузора; &3 — ширина диффузора.

Подставляя в выражение (90) геометрическую площадь уз­ кого сечения каналов диффузора и учитывая, что коэффициент

87

лопаточного канала (рис. 52); Ьаср — средняя высота канала в горловине диффузора.

При движении газа в безлопаточной части диффузора теплообмен с окружающей средой обычно невелик, поэтому им

Рис. 52. Схема лопаточного диффузора центробежного компрессора

88

— функция, зависящая от режима работы и потерь энергии в рабочем колесе;

к. п. д. колеса, дисковых потерь и коэффициента циркуляции ц. Анализ влияния на величину GmaxH различных факторов, учи­ тываемых уравнением (93), представляет интерес как для оценки диапазона работы компрессора по расходу воздуха, так и для определения сдвига характеристики компрессора при изменении какого-либо параметра.

АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ПРОПУСКНУЮ СПОСОБНОСТЬ ЛОПАТОЧНОГО ДИФФУЗОРА

Для оценки влияния потерь энергии и режима работы на пропускную способность диффузора введем понятие теорети­ ческой удельной пропускной способности единицы площади минимального сечения каналов диффузора некоторого идеаль­ ного компрессора. Предположим, что движение газа в элемен­ тах компрессора происходит без потерь, а число лопаток его колеса бесконечно велико (поэтому ц = 1,0). Тогда удельная пропускная способность диффузора будет максимально возмож­ ной и определится по формуле,вытекающей из уравнения (93):

Из этих соотношений следует, что теоретическая пропускная способность диффузора резко увеличивается с ростом окруж­

снижение максимального теоретического расхода через диффу­ зор достигает приблизительно 14%.

Для оценки влияния потерь энергии в элементах компрес­ сора и режима его работы сопоставим величину максимального расхода через диффузор в реальном компрессоре с теоретиче­ ской пропускной способностью диффузора при отсутствии

89