![](/user_photo/_userpic.png)
книги из ГПНТБ / Мамиконов А.Г. Теория авиационных компрессоров и газовых турбин [учебник]
.pdfсравнению со схемами II и III. Недостатком ее является опасность получения слишком коротких лопаток в последних ступенях, обус ловленная увеличением среднего диаметра. Это недопустимо пото му, что из-за сближения стенок кольцевого канала и возрастания относительной величины радиального зазора короткие лопатки при водят к увеличению вторичных и кольцевых потерь и в результате к падению к. п. д. ступени. .Кроме указанного недостатка, при схе ме / несколько усложняется крепление рабочих лопаток на дисках или барабане.
Сохранение постоянного диаметра втулки (рис. 83, II) упрощает конструкцию узлов крепления лопаток, но вместе с тем ведет к уве личению числа ступеней компрессора из-за снижения их работоспо собности. Вероятность получения недопустимо коротких лопаток в последней ступени при схеме II наименьшая.
Проточная часть с уменьшающимся наружным и возрастающим внутренним диаметром (рис. 83, III) занимает по своим свойствам промежуточное положение между двумя предыдущими схемами.
Одновременное увеличение обоих диаметров (рис. 83, IV) обес печивает максимальную работоспособность последующих ступеней компрессора. Однако эта схема связана с наибольшими конструк тивными затруднениями н, кроме того, с сильным укорочением по следних рядов лопаток.
На существующих компрессорах наиболее часто встречается
проточная часть |
с DK= const |
и несколько реже используются |
||||
схемы II и III. |
По |
схеме IV |
компрессоры выполняются лишь |
в |
||
единичных случаях. При большом числе ступеней диаметры D K |
||||||
и D nm иногда |
изменяются |
по |
комбинированному |
закону: |
на |
|
первых ступенях во избежание |
снижения их работоспособности |
|||||
сохраняется постоянным диаметр D K, а на последних ступенях |
||||||
с целью увеличения длины лопаток выдерживается |
неизменным |
|||||
диаметр D om. |
|
|
|
|
|
|
Во всех рассмотренных случаях относительный диаметр d от ступени к ступени увеличивается, причем наиболее интенсивно
при схеме IV |
и в наименьшей |
степени |
при схеме II. Для обе |
|
спечения достаточно высокого |
к. п.д. последних |
ступеней ком |
||
прессора относительный диаметр втулки |
на выходе из него не |
|||
должен превышать 0,88 — 0,90. |
|
|
|
|
В целях снижения скорости потока |
на выходе из компрес |
|||
сора и удлинения лопаток последних |
ступеней |
желательно, |
||
чтобы осевая |
скорост ь са вдоль проточной части постепенно |
уменьшалась. Однако для достижения больших коэффициентов закрутки в последующих ступенях и, следовательно, для повы шения их работоспособности (при данном значении и) необхо димо осевую скорость, наоборот, сохранять достаточно высо кой. Поэтому уменьшение осевой скорости по длине компрес сора производится с осторожностью (настолько медленно, на сколько позволяют величина скорости ck и длина лопаток по следней ступени) и обычно не более чем на 12 — 15 -м /сек в
170
одной ступени. Нередко в первых двух-трех ступенях, имеющих длинные лопатки, осевая скорость снижается незначительно или даже остается постоянной, а затем падение ее убыстряется.
Увыполненных компрессоров соотношение между осевыми
скоростями на выходе и на входе — лежит в пределах 0,5 — 0,9.
|
_ |
у |
первой |
|
са |
|
|
Чем меньше d |
ступени и ниже осевая скорость |
||||||
на входе в нее, |
тем, |
очевидно, |
более медленным может быть |
||||
принято падение |
са |
по ступеням. |
Выбор |
осевой скорости в по |
|||
следующих ступенях |
следует |
увязывать |
также |
с формой про |
|||
точной части; при |
схеме II, |
например, |
скорость |
может умень |
шаться в меньшей степени, чем при других схемах. Общее
снижение |
с„ |
во всех |
ступенях |
должно согласовываться |
и со |
|||
степенью |
сжатия |
компрессора: |
чем больше |
г * , |
тем меньше |
|||
может выбираться отношение — . |
|
|
|
|||||
Степень |
|
|
Са |
компрессоров |
от |
|||
реакт ивност и у |
выполненных |
|||||||
ступени к |
ступени |
или |
несколько увеличивается, |
или остается |
постоянной. С точки зрения максимума к.п.д. желательно, чтобы все ступени имели примерно одинаковую степень реак тивности, по возможности близкую к т = 0,5. Однако стремле ние повысить степень сжатия последующих ступеней может
потребовать |
и увеличения т |
(допустимого в связи с |
ростом |
температуры |
по длине компрессора), так как в области |
боль- |
|
ших значений |
*С |
---- |
|
— коэффициент |
Дса представляет собой возрас- |
тающую функцию т. Увеличение степени реактивности целесо образно также потому, что при этом уменьшается скорость с8ц на выходе из последнего колеса и, следовательно, облегчается раскрутка потока до осевого направления.
Возрастание т практически достигается за счет уменьшения предварительной закрутки на входе в колесо и потому должно быть по длине компрессора плавным. Иначе отклоняющая спо собность СА, закрутка потока в котором должна превосходить закрутку в предыдущем РК, может оказаться недостаточной. Чрезмерно интенсивное увеличение т неприемлемо также из-за возможности превышения допустимых чисел Мрк на входе в РК
последующих ступеней.
При малых отношениях =^- « 0 ,8 ) повышение степени реак-
тивности не позволяет увеличить степень сжатия ступени и по этому нецелесообразно.
О круж ная |
скорост ь |
вращения колеса иер у |
одно роторного |
||
компрессора |
изменяется |
по ступеням |
сравнительно слабо,- по |
||
тому что закон |
ее изменения определяется |
исключительно |
|||
формой проточной |
части. |
Между тем |
повышенная температура |
171
воздуха на входе в последующие |
|
ступени допускает более су |
щественное увеличение окружной |
скорости, а следовательно, |
|
и работоспособности ступени, чем |
это практически достижимо |
в однороторной схеме. В этом отношении выгоднее двухротор ная схема компрессора, где благодаря различным угловым ско ростям вращения роторов повышенные скорости иер для послед них рабочих колес могут быть получены не только без увели чения, но даже при уменьшении наружного диаметра ротора, целесообразном с точки зрения удлинения последних рядов лопаток. Двухроторная схема обладает также некоторыми дру гими важными преимуществами, рассматриваемыми ниже. Не достатком ее является усложнение конструкции компрессора.
Густ от а решетки на |
среднем радиусе |
l~jr\ У последую- |
„ |
„ |
' / ср |
щих ступеней может иметь более высокое значение, чем у пре дыдущих. Это обусловливается, во-первых, тем, что вследствие
возрастания d одной и той же предельно допустимой густоте у
втулки |
соответствует большая густота решетки на D cp. |
Во- |
||
вторых, |
в последующих |
ступенях |
в связи с укорочением лопа |
|
ток и увеличением Овт, |
которое |
присуще многим формам |
про |
точной части, может быть повышена сама предельная густота у
втулки. У |
выполненных компрессоров характер изменения |
гу |
стоты |
вдоль проточной части определяется главным |
об |
разом принятым распределением общей работы сжатия между ступенями. Чем интенсивнее возрастает работа Lt по ступеням, тем в большей степени увеличивается и густота решетки.
Обычно максимальную густоту |
j |
имеют промежуточные |
|||
ступени компрессора, |
а |
в крайних ступенях она уменьшается. |
|||
Х о р д а профиля |
от |
ступени |
к ступени в большинстве слу |
||
чаев уменьшается, |
что |
объясняется |
стремлением сократить |
длину и снизить вес компрессора. Уменьшение хорды возможно потому, что благодаря меньшей длине лопаток, а также увели ченному диаметру втулки (допускающему размещение большего числа лопаток) требования прочности в последующих ступенях удовлетворяются легче, чем в предыдущих. Необходимая гу стота решетки при этом обеспечивается за счет соответствую щего уменьшения шага, в связи с чем число лопаток РК и СА
по ступеням, как правило, увеличивается. |
В |
редких случаях |
|||
все |
рабочие колеса, |
а также спрямляющие |
аппараты |
выпол |
|
няются с одинаковым |
числом лопаток, что бывает продикто |
||||
вано |
технологическими или конструктивными |
соображениями |
|||
(например, условиями |
закрепления лопаток |
РК в общих |
пазах |
барабана). Во избежание чрезмерного увеличения числа лопа ток, особенно при возрастающей густоте, хорда профиля умень-
172
шается. по |
ступеням медленнее, чем |
длина лопаток. Поэтому |
отношение |
I |
и составляет для послед- |
j — постепенно снижается |
||
них ступеней примерно 1,8 -г- 2,5. |
|
|
§ 56. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННЕЙ РАБОТЫ КОМПРЕССОРА |
||
|
МЕЖДУ СТУПЕНЯМИ |
|
К числу |
важнейших задач, которые приходится решать при |
проектировании многоступенчатого осевого компрессора, отно сится рациональное разделение общей степени сжатия или одной
из работ |
компрессора — адиабатической, |
политропической или |
|||
внутренней — между |
его ступенями. Наиболее |
целесообразно |
|||
распределять по ступеням |
внутреннюю |
работу, |
потому что в |
||
отличие |
от е*, L*adK |
и L' |
эта работа не зависит от наличия у |
компрессора дополнительных элементов, а также от выбора его начального и конечного сечений, и всегда равна сумме внутрен них работ ступеней. Ввиду неодинаковых условий работы и
различной степени |
влияния |
отдельных ступеней |
компрессора |
|||||||
на его |
вес, |
габариты, к.п . д. |
и |
другие |
основные |
показатели |
||||
распределение внутренней |
работы |
LiK между ступенями произ |
||||||||
водится |
неравномерно. |
|
|
|
|
|
|
|||
У осевого |
компрессора |
ГТД отклонения от расчетного ре |
||||||||
жима обычно |
приводят |
к |
особенно резкому изменению углов |
|||||||
атаки лопаток РК |
и |
СА |
первой ступени. |
Поэтому первая сту |
||||||
пень оказывает очень |
сильное |
влияние на |
поведение компрес |
сора в области нерасчетных режимов. Эта ступень имеет к тому же и наиболее тяжелые условия работы, заключающиеся в са мой низкой температуре поступающего воздуха и максимальной длине лопаток. Пониженная температура приводит при данном числе Мрк к уменьшению окружной скорости вращения колеса,
а малые |
значения d |
заставляют ограничивать густоту решетки |
на Dcp. |
Кроме того, |
к. п. д. первой ступени в наибольшей сте |
пени по сравнению с другими ступенями влияет на к.п .д . ком прессора. В связи с изложенным первые одна-две ступени обычно выполняются с наименьшей внутренней работой.
Непрерывное повышение температуры воздуха, уменьшение дли ны лопаток и особенно более слабое влияние режима работы двига теля на показатели средних ступеней создают необходимые предпо сылки для осуществления этих ступеней с увеличенной внутренней работой по сравнению с первыми. Такая закономерность большей частью и встречается на выполненных конструкциях.
Последние ступени компрессора чувствительнее к изменению ре жима работы ГТД, чем средние, имеют самые низкие осевые скоро сти и, кроме того, из-за малой длины лопаток обладают понижен ным к. п. д. Попытка сильно нагрузить эти ступени привела бы к ощутимому падению к. п. д. компрессора и отрицательно сказалась
173
бы на его работе на нерасчетных режимах. Поэтому в двух послед них ступенях внутренняя работа часто снова уменьшается.
Степень возрастания внутренней работы в средних ступенях зависит от большого числа различных факторов. Во многом она определяется параметрами первой ступени: чем сильнее нагру жена эта ступень, тем меньше возможность увеличения работы в последующих ступенях. Существенное влияние оказывают
также изменение са |
и т по длине |
компрессора, быстрота укоро |
|
чения лопаток |
и особенно форма проточной части. |
||
Проточная |
часть |
с D em = const |
не только приводит к сниже |
нию скорости |
иср, |
но и в связи |
с опасностью получения угла |
p2am>9U° не допускает существенного увеличения густоты ре
шетки ( — ) . В этом случае возможности повышения рабо-
V 1 /РК ср
тоспосоОности средних ступеней оказываются весьма ограничен ными. Поэтому схему с D em = const предпочтительнее использо вать лишь при сравнительно большой внутренней работе у пер вой ступени. Несравненно более интенсивное возрастание внут
ренней работы по ступеням |
обеспечивает |
проточная |
часть с |
||
DK — const, |
которая |
наряду |
с увеличением |
окружной |
скорости |
иср позволяет заметно повысить и густоту решетки. |
|
||||
При проектировании компрессора работоспособность его |
|||||
ступеней, |
следующих |
за первой, определяется на основании их |
детального газодинамического расчета. Принципиальная особен
ность |
этого |
расчета |
по сравнению с первой ступенью заклю |
|||
чается |
в |
меньшей свободе^ выбора основных |
параметров ступе |
|||
ней, особенно таких, |
как d, с1а |
и иср} потому что они тесно |
||||
связаны |
с- |
соответствующими |
параметрами |
предшествующей |
ступени. Более или менее произвольно, но также в ограничен ных пределах, могут выбираться только степень реактивности и густота решетки РК на D cp. В остальном газодинамический расчет последующих ступеней ничем не отличается от расчета первой ступени.
При приближенных расчетах число ступеней компрессора и распределение внутренней работы между ними устанавливаются
с помощью |
грубых прикидок |
или |
в соответствии с данными |
|
статистики. |
Согласно |
последним в |
случае проточной части с |
|
Анте— const |
внутренняя |
работа |
наиболее нагруженной средней |
ступени превышает работу первой ступени не более чем на 15—25%, а при постоянном наружном диаметре указанное пре вышение доходит до 25—40% . Можно рекомендовать увеличи вать внутреннюю работу главным образом в передних двух-трех
ступенях (за первой), |
после чего оставлять ее почти постоян |
|
ной и |
затем в двух |
последних ступенях снова уменьшать на |
7—10% |
от работы предшествующей ступени. |
174
ГЛАВА ДЕВЯТАЯ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЦЕНТРОБЕЖНОМ КОМПРЕССОРЕ
§ 57. УСТРОЙСТВО ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА
Принципиальная схема центробежного компрессора (с односто ронним входом) с обозначением его характерных сечений и основ ных геометрических размеров изображена на рис. 84.
Рис. 84. Принципиальная схема центробеж ного компрессора с односторонним входом
Главной частью компрессора, как указывалось во введении, яв ляется рабочее колесо (РК ), или крыльчатка, представляющее со бой диск с прилегающими к нему с одной или с двух сторон торцо выми лопатками. В целях обеспечения так называемого «безудар ного» входа воздуха в РК передние кромки его лопаток загибаются в сторону вращения. Эта часть колеса называется вращающимся направляющим аппаратом (ВНА).
Ротор компрессора опирается на подшипники качения и нахо дится внутри корпуса, к которому примыкает входная часть (ВЧ), служащая для подвода воздуха извне к колесу.
Внутри входной части нередко располагаются неподвижные ло патки с отогнутыми выходными кромками, назначение которых со стоит в придании потоку определенного направления при входе в ко
175
лесо. Эти лопатки называются неподвижным направляющим аппа ратом (ННА) и могут устанавливаться как на начальном участке входной части (рис. 85), так и в непосредственной близости к РК
(рис. 84).
Кольцевое пространство между стенками корпуса, расположен ное против выхода из колеса, является диффузором., служащим для преобразования скорости потока в давление. Во многих компрессо рах в диффузоре устанавливаются неподвижные лопатки, делящие
|
|
|
|
его |
на |
отдельные |
каналы. |
||||
|
|
|
|
В соответствии с этим диф |
|||||||
|
|
|
|
фузоры |
|
разделяются |
на |
||||
|
|
|
|
оезлопаточные |
(БЛД) |
и ло |
|||||
|
|
|
|
паточные |
(Л Д ). |
Лопаточ |
|||||
|
|
|
|
ный |
диффузор |
всегда |
ис |
||||
|
|
|
|
пользуется |
в комбинации с |
||||||
|
|
|
|
предшествующим ему |
|
хотя |
|||||
|
|
|
|
бы |
небольшим |
безлопаточ- |
|||||
|
|
|
|
11ым диффузором. Диффу |
|||||||
|
|
|
|
зор |
непосредственно |
пере |
|||||
|
|
|
|
ходит в выходные патрубки |
|||||||
|
|
|
|
(ВП ), через которые воздух |
|||||||
|
|
|
|
поступает в камеры сгора |
|||||||
|
|
|
|
ния. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
С |
целью |
двукратного |
|||||
Рис. 85. |
Принципиальная |
схема центро |
увеличения |
расхода |
возду |
||||||
ха без |
изменения |
диамет |
|||||||||
бежного |
компрессора |
с |
двухсторонним |
ральных |
размеров |
компрес |
|||||
|
входом |
|
|||||||||
|
|
соры |
ГТД часто |
выпол |
|||||||
|
|
|
|
||||||||
входом |
(рис. 85). |
Такие компрессоры |
няются |
с |
двухсторонним |
||||||
представляют |
собой |
по су |
ществу два параллельно работающих центробежных компрессора с односторонним входом, конструктивно объединенных в одном агрегате. Внешний вид центробежного компрессора с двухсторон ним входом одного из существующих ТРД представлен на рис. 86.
Сжатие воздуха в центробежном компрессоре так же, как и в осевом, может осуществляться в одной или нескольких последова тельно расположенных ступенях. Однако из-за многократных пово ротов потока многоступенчатые центробежные компрессоры обла дают низким к. п. д. и, кроме того, отличаются большой конструк тивной сложностью. Поэтому на газотурбинных двигателях до на стоящего времени используются почти исключительно одноступенча тые и лишь в единичных случаях двухступенчатые компрессоры.
Основные данные центробежных компрессоров некоторых из авиационных ГТД приведены в таблице 3.
Введем следующие обозначения основных сечений центро бежного компрессора (рис. 84 и 85): а-а — на входе в компрес сор; а'-а' — m входе в ННА (рис. 84); b-b — на выходе из ННА (рис. 85); 1-1 — на входе в РК; 2-2 — между РК и БЛД; 3-3 —
*76
между БЛД и ЛД; 4 -4 — между ЛД и выходными патрубками; k-k — на выходе из компрессора.
Главными геометрическими размерами центробежного ком прессора являются (рис. 84 и 85): D 0 — диаметр втулки или диа-
Pnc.f86. Центробежный компрессор турбореактивного двигателя ВК-1:
1 — рабочее колесо; 2 — лопаточный диффузор; 3 — вал компрессора; 4 — лопатки*, рабочего колеса; 5 — неподвижный направляющий аппарат; 6 — вы ходные патрубки; 7 — предохранительная сетка на входе в компрессор; 8 —на правляющие лопатки для уменьшения потерь при повороте; 9 — вращающийся направляющий аппарат; 10 — колоколообразные перегородки во входной части
для уменьшения потерь при повороте
метр ступицы; D x— диаметр входного отверстия колеса; Д> — наружный, или внешний, диаметр колеса; D 3— выходной диаметр БЛД; D,(— выходной диаметр ЛД; Ьг — ширина лопаток РК на диаметре D j; b3 — ширина БЛД на входе; Ь3— ширина БЛД на выходе; ЬА— ширина ЛД на выходе.
12 А. Г. Мамиксшов и др. |
177 |
Т а б л и ц а 3
Основные данные центробежных компрессоров
Фирма и марка
компрессора
ВК-1А
Дженерал-Элек-
трик, J-16
Дженерал-Элек-
трик, J-40
Пратт-Уитни, J48-P-8
Де-Хевилленд, „Гоблин* 11
Роллс-Ройс, „Дервент* V
Роллс-Ройс, „НИН* 11
Испано-Сюиза, „Вердон- R-253
Роллс-Ройс, „Дарт* RDa-3
Боинг, Т-50
Страна |
Тип входа |
Число ступеней |
Степень сжатия |
Расход воздуха, кг/сек |
Число оборотов, об/мин |
Мощность, л. с. |
СССР Двух- |
1 |
4,36 |
48,2 |
11560 |
13310 |
|
|
стор. |
|
|
|
|
|
США Двух- |
1 |
3,75 |
14,9 |
16500 |
3750 |
|
|
стор. |
|
|
|
|
|
США Двух- |
1 |
4,13 |
35,8 |
11500 |
9920 |
|
|
стор. |
|
|
|
|
|
США Двух- |
1 |
4,5 |
59 |
11000 |
— |
|
|
стор. |
|
|
|
|
|
Анг |
Одно- |
1 |
3,3 |
27,2 |
10200 |
5720 |
лия |
стор. |
|
|
|
|
|
Анг |
Двух- |
1 |
4,19 |
28,5 |
14700 |
7630 |
лия |
стор. |
|
|
|
|
|
Анг |
Двух- |
1 |
4,0 |
40,5 |
12300 |
1100 |
лия |
стор. |
|
|
|
|
|
Фран |
Двух- |
1 |
4,9 |
60 |
11100 |
— |
ция |
стор. |
|
|
|
|
|
Анг |
Одно- |
2 |
5,5 |
9 |
14500 |
— |
лия |
сюр. |
|
|
|
|
|
США Одно- |
1 |
4,25 |
1,8 36000 |
|
||
|
стор. |
|
|
|
|
|
Окружная ско рость «о, м/сек |
Адиабатический к. п. д. |
Тип двигателя |
|
|
1 |
473 |
0,77 |
ТРД |
457 |
0,755 |
ТРД |
460 |
0,737 |
ТРД |
—— ТРД
425 0,77 ТРД
477 0,765 ТРД
497 0,77 ТРД
—— ТРД
—— т в д
Мало мощ ный
"
ТВД
Важнейшим геометрическим параметром компрессора, в зна чительной степени определяющим все остальные его размеры, является наружный диаметр крыльчатки D 2. Поэтому очень часто, желая охарактеризовать геометрию компрессора, указы вают не абсолютные его размеры, а их отношения к D 2, напри-
D0 D_3 h
мер; ^ ,
D 2
§ 58. КРАТКАЯ ИСТОРИЧЕСКАЯ СПРАВКА О РАЗВИТИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ
Центробежные компрессоры в отличие от осевых стали приме няться в авиационных двигателях тогда, когда в других областях техники уже был накоплен значительный опыт производства и экс-
178
плуатации этих машин, обусловивший довольно высокий уровень их развития.
Предшественниками центробежных компрессоров следует счи тать центробежные насосы; которые начали использоваться в про мышленности еше в XVIII веке, и созданные в XIX веке центробеж ные вентиляторы. Одним из первых творцов центробежных вентиля
торов |
был выдающийся русский изобретатель |
генерал-лейтенант |
А. А. |
Саблуков (1783— 1857). Начиная с 1832 |
г., Саблуков скон |
струировал несколько работоспособных образцов вентиляторов, по лучивших практическое применение в промышленности.
Особенно быстро центробежные вентиляторы стали развиваться после того, как в начале XX века Н. Е. Жуковский распространил на них созданную им вихревую теорию гребного винта. Эта теория позволила разработать совершенные методы аэродинамического расчета вентиляторов, резко повысившие их эффективность. Боль
шая и плодотворная работа |
в этом направлении |
была проведена |
в лабораториях ЦАГИ. |
постоянной тенденции |
к увеличению |
Логическим завершением |
напорности центробежного вентилятора явилось создание центро бежного компрессора, который был впервые выпущен в 1900- г. фир1 мой Рато. Благодаря ряду своих существенных преимуществ цен тробежный компрессор быстро вытеснил поршневой из очень мно гих отраслей промышленности и нашел также применение на назем ном транспорте. В течение первых двух десятилетий XXвека в ряде западноевропейских стран было налажено серийное изготовление одно- и многоступенчатых центробежных компрессоров для самых различных целей, причем наибольших успехов в этом отношении до стигли швейцарские фирмы Рато, Броун-Бовери (в работах этой фирмы деятельное участие принимал выдающийся чешский ученый Стодола) и Эшер-Висс, немецкая фирма Егер, английские фирмы Парсонс, Фрезер и Чальмерс и др.
Внашей стране производство центробежных компрессоров было организовано на ряде заводов только после установления советской власти в связи с потребностями первых пятилеток. Однако развива лась эта отрасль машиностроения очень быстрыми темпами и в ко роткие сроки достигла больших успехов. Особые заслуги в создании уникальных конструкций центробежных компрессоров, превосходя щих по своим параметрам лучшие заграничные образцы, а также в развитии их теории принадлежат Невскому машиностроительному заводу им. Ленина, который с 1933 г. стал главным поставщиком этих машин для различных отраслей народного хозяйства.
В20-х годах текущего столетия центробежные компрессоры на чали широко применяться в авиации в качестве агрегатов наддува поршневых авиадвигателей. Однако получить высоконапорные, эко номичные и вместе с тем легкие конструкции центробежных ком прессоров для наддува, или, как их часто называют, центробежных нагнетателей, удалось не сразу. В вашей стране этому предшество вали обширные исследования отдельных элементов нагнетателей,
1 2 * |
1 7 9 |