3. Особенности проектирования элемнтов

ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА.

3.1 Входное устройство компрессора.

Входное устройство должно обеспечивать получение минимума гидравлических потерь при безотрывном течении воздуха, что достигается плавным изменением площади поперечных сечений и кривизны стенок канала. Плохая организация течения воздуха на входе неблагоприятно сказывается на процессе сжатия воздуха в рабочем колесе, поэтому входное устройство существенно влияет на КПД компрессора к и коэффициент напора . Это влияние растёт при высоких степенях сжатия к .

В основном применяются три типа входных устройств: осевое, радиально-осевое и коленообразное. Равномерное распределение скоростей даёт осевой вход, обычно применяемый при консольном расположении колеса компрессора. Турбокомпрессоры с расположением подшипников по концам ротора имеют радиально – осевой вход в компрессор, который создаёт неравномерность поля скоростей и давлений перед колесом и, как следствие, - большие гидравлические потери. Поэтому профилирование входного устройства в таких турбокомпрессорах должно производиться с учётом изменения скоростей входа по радиусу.

Существенное влияние на работу компрессора оказывают расположения и форма ребер входных устройств. Ребра не должны располагаться близко к входным кромкам лопаток колеса. Расстояние между ними должно быть не менее (0,2 ... 0,3)Dк. Здесь Dк – наружный диаметр рабочего колеса компрессора. Толщина ребер должна быть не более (0,03 0,05) Dк. Удаление ребер от входных кромок уменьшает возмущение потока на входе в колесо. В результате улучшаются показатели компрессора, уменьшается шум, особенно высокочастотный, снижается вероятность поломок из-за вибрации.

Коленообразные входные патрубки применяются в том случае, когда по условию компоновки двигателя подвод воздуха необходимо произвести сбоку перпендикулярно оси ротора. Обычно потери в таких патрубках несколько больше,

чем в радиально – осевых.

При применении перед входным устройством глушителя шума, воздушного фильтра и всасывающего трубопровода, давление и температура воздуха перед компрессором понижается.

Ра = Ро -  Ра ; Та = То - , (3.1)

где  Ра - падение давления в фильтре или глушителе шума;

Са - скорость воздуха на входе в компрессор.

Эффективность входного устройства определяется коэффициентом сопротивления 1 , представляющий собой отношение потерь полного давления к кинетической энергии воздуха на входе в колесо

1 = 2 . (3.2)

Для оценки потерь во входном устройстве пользуются также коэффициентом сохранения полного давления.

1 = .

Для выполненных конструкций турбокомпрессоров 1 = 0,975 0,995. Коэффициент 1 зависит от площадей поперечных сечений на входе во входное устройство и на входе в рабочее колесо, а также от длины и формы канала. Чем больше конфузорность и меньше кривизна стенок каналов, тем меньше потери энергии.

В турбокомпрессорах для наддува дизелей закрутка потока на входе воздуха в компрессор обычно отсутствует, т.е. 1 = 90° и С1 = Сm. Поэтому скорость воздуха перед колесом определяется из условия

С1 = Uк . (3.3)

где - коэффициент расхода компрессора (обычно = 0,20 0,35 );

Uк - окружная скорость на наружном диаметре Dк.

Термодинамический процесс изменения параметров во входном устройстве считаем политропным с трением. Показатель политропного процесса в процессе проектирования принимают в пределах n = 1,35 1,39 .

Внутренний диаметр входа в рабочее колесо принимают в пределах Do =( 0,25 0,35 ) Dк.

Наружный диаметр входа в рабочее колесо определяется по выражению

Dн = ; (3.4)

где F1 – площадь поперечного сечения на входе в колесо, определяемая из уравнения расхода.

Средний диаметр на входе в рабочее колесо находится по уравнению

D1 = (3.5)