I. При выборе проточной части компрессора исходят из следующих соображений.

Основное преимущество проточной части с постоянным периферийным диаметром d_н и увеличивающимся диаметром у втулки d_в - увеличение напора от ступени к ступени в связи с увеличением их средних диаметров и окружной скорости. В связи с этим уменьшается общее количество ступеней. В технологическом отношении упрощается отливка и обработка корпуса.

Недостатком такой проточной части является резкое уменьшение высоты лопаток последней ступени, что приводит к усилениию влияния (отрицательного) пограничных слоев на роторе и корпусе.

В проточной части с постоянным диаметром втулки d_в = const ступени, при прочих равных условиях, можно сообщить газу меньшую работу, чем в предыдущем случае, тогда лопатки последних ступеней будут несколько длиннее, а значит меньше концевые потери; поэтому КПД компрессоров с такой проточной частью больше, чем с d_н= const.

В технологическом отношении компрессоры с d_в = const имеют более простой ротор и возможность унифицировать узлы крепления рабочих лопаток.

Проточная часть с постоянным средним диаметром d_ср = const занимает промежуточное положение.

2. Относительный. диаметр , на входе выбирают из следующих со­ображений . С уменьшением уменьшаются диаметральные размеры компрессора, но увеличиваются длины лопаток, что увеличивает сложности их крепления на роторе и напряжения в заделке лопаток на ободе диска. Кроме того, при малых _, происходит резкое изменение одного из диаметров cтупеней, что приводит к появлению значительных радиальных скоростей и необходимости уменьшения-работы ступени из-за трудности обеспечения требуемого набора корневыми решетками.

Выбор слишком больших , из-за малых расходов воздуха приводит к уменьшению высоты лопаток, которая может оказаться недопустимо малой для последней ступени. При этом увеличивается поверхность "пассивного обтекания" корпуса и ротора, что увеличивает гидравлические потери. Поэтому, если нет особых требований, втулочное отношение первой ступени выбирают в пределах = 0,5 – 0,6. Для авиационных конструкций = 0,35-0,45.

3. Скорость потока на входе влияет на экономичность и размеры компрессора. Она зависит от коэффициента расхода и окружной скорости U₁ у периферии первой ступени. В судовых компрессорах чаще всего С_1а = 80 – 140 м/с; большие значения для ступени с = 0,5. В случае дискового ротора С_1а = I30 - 200 м/с.

4. При работе в группе промежуточная ступень теряет часть своей способности сообщать газу энергию по сравнению с изолированной ступенью, и поэтому, при ее расчете, необходимо предусмотреть нужный запас по напору. Из-за подторможения потока в пограничных слоях на корпусе и роторе в соответствии с законом сплошности скорость в ядре потока возрастает. Это приводит к уменьшанию углов атаки и закрутки потока в решетках рабочих колес, а значит к уменьшению работы элементов ступеней, находящихся в зоне ядра. У концов лопаток деформация треугольников скоростей при уменьшении приводит к увеличению работы периферийных элементов (областей) ступеней вследствие увеличения угла атаки и закрутки потока. Однакоко возможность увеличения работы ступени во втулочной и периферийной пристеночных областях реализуется незначительно в силу хаотичного течения в них, из-за больших потерь энергии от вторичных течений и наличия радиальных зазоров. Поэтому уменьшение работы элементов ступеней, расположенных в ядре потока не компенсируется и в целом ступень сообщает газу работу меньше расчетной. Это уменьшение учитывается коэффициентом затраченной работы К. Значение К зависит от деформации поля скоростей на входе в ступень, места разположения ступени в проточной части и режима роботы компрессора. На выходе, где пограничные слои сильно развиты, уменьшение работы ступени из-за деформации эпюры осевых скоростей может быть значительным.

5. От коэффициента pасхода зависит изоэнтропийный КПД ступени. В этом отношении играет такую же роль для компрессорной ступени, как  =u/с, для турбинной. Для ступени с ρ = 0,5 Если принять то запас устойчивости работы компрессора по помпажу может оказаться недопустимо малым. Поэтому при выборе значения необходимо учитывать его изменение от первой ступени к последней. Например, в проточной части с будет уменьшаться вдоль проточной части и поэтому выбор малых может отрицательно сказаться на работе последних ступеней.

При 0,5 интервал оптимальных смещается в сторону больших значений.

6. Оптимальное значение относительного шага =t/в для первой ступени транспортных больших осевых компрессоров От этого значения относительного шага зависит коэффициент теоретического напора. При малом значении происходит резкий рост местной диффузорности, которая вызывает срыв потока. Кроме того возрастают потери на трение из-за увеличения поверхности трения.

7. Числовые значения параметров номинального режима зависят от геометрических параметров плоской решетки. Часто пользуются аналитической аппроксимацией экспериментальных кривых, по которым и определяют, в частности, значение теоретического напора

8. Напряжения растяжения в корневом сечении рабочих лопаток не должны превышать допустимых значений //. Для компрессорных лопаток //=300-350МПа. Если   // то необходимо изменить втулочное отношение или С_1а с целью уменьшения длины лопаток.

9. Степень повышения давления в проточной части - это отношение давления за направляющим аппаратом последней ступени к давлению после входного устройства. Степень повышения давления в компрессоре – отношения давления после выходного устройства к давлению перед входным устройством компрессора. В качестве первого приближения принимают π_пч=1,1 π_к

10. На стадии предварительного расчета выбирают среднее по прочной части значение КПД ступени в пределах _ст = 0,88-0,93.

Если полученный на последующих стадиях расчета КПД компрессора окажется низким в сравнении с аналогами, _ст уточняют и повторяют расчет.

11. C_z=(1.0-1.2)C_Zа.

Конкретное значение числового множителя, как правило, выбирают таким же, как и для первой ступени, стремясь обеспечить по возможности одинаковые углы у решеток всех ступеней.

12. По условиям работы последних ступеней необходимо некоторое уменьшение t_z по сравнению с t₁ первой ступени. Это связано с тем, что при большей плотности газа для безотрывного поворота потока в межлопаточном канале требуется большая густота решеток ступеней t_z=0.7–0.85.

13. _вых – КПД выходного устройства для стадии предварительного расчета рекомендуется принимать в пределах 0,65-0,7.

14. Если полученное значение π_к отличается от заданного в исходных данных на ±5%, то принимают новое значение π_пч и повторяют расчет.

15. Если высота рабочей лопатки последней ступени l_z окажется меньше 0,03 м. (для компрессоров авиационного типа – меньше 0,015 м.) при 1, следует применить другой тип проточной части или уменьшить осевую скорость.

16. Относительный шаг лопаток на втулке последней ступени должно быть больше 0,6. Дело в том, что при  0,6 хвостовики рабочих лопаток, расположенные на диаметре, меньшем, чем диаметр втулки, могут не разместиться без уменьшения их нормальных размеров, что может отрицательно сказаться на их прочности.