Файл: Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания..pdf

(рис. 29, а). Влияние угла у до —5° более существенно при боль­ ших углах а2. Из приведенных графиков следует, что при а2 > 16° можно рекомендовать применение безлопаточных диф­ фузоров с сужающимся вдоль радиуса каналом с углом наклона стенок у = —5°.

ИЗМЕНЕНИЕ УГЛА ПОТОКА И ПОТЕРЬ ВДОЛЬ РАДИУСА БЕЗЛОПАТОЧНОГО ДИФФУЗОРА

При расчете центробежного компрессора, в котором безлопа­ точный диффузор предшествует лопаточному, большое значение имеет правильное определение угла потока при входе на лопат­ ки, поскольку из-за высоких скоростей газа наличие углов атаки приводит к существенным потерям. Приведенный ниже анализ не учитывает изменение коэффициента Ятр вдоль радиуса диф­ фузора и ставит своей целью показать в основном влияние потерь, связанных с расширением потока, и влияние сжимаемо­ сти газа.

Оказывается, что при постоянных значениях Ятр и малых скоростях потока (М2<0,3), когда мало влияние сжимаемости, изменение угла а (рис. 30) хорошо согласуется с результатами расчета по формуле

которой обычно пользуются для определения угла потока несжи­ маемой жидкости [41].

При учете изменения коэффициента трения Ятр с изменением угла сс2 по формуле (63) характер изменения угла а вдоль ра­ диуса диффузора несколько меняется. При малых числах М2 происходит резкое увеличение угла а вдоль радиуса, особенно при больших углах а2, когда больше коэффициент трения Ятр (рис. 31) и больше потери. С увеличением скорости газа до зна­ чения М2 = 1,0 наблюдается не столь резкое уменьшение угла а, как это имеет место при постоянных значениях Ятр.

Изменение угла а с возрастанием скорости потока показано на рис. 32. При постоянных Ятр влияние М2 тем ощутимее, чем больше угол а2, т. е. чем меньше потери. При значениях Ятр, определенных по формуле (73), наибольшее влияние сжимаемо­ сти сказывается при значениях «2 = 24 28°, когда потери невелики.

Влияние безлопаточного диффузора на общую экономичность компрессора, как это следует из выражения (3), легко оцени­ вается коэффициентом восстановления полного давления сгблНа рис. 33 показано изменение величины ОбЛ вдоль радиуса при М2 = 0,3 и 1,0 и ЯТр, определенном по формуле (63). На вели­ чине сгбл сказывается не только возрастание длины траектории частиц газа с уменьшением угла а2, но и изменение при этом коэффициента Ятр-

59

Для выяснения характера изменения коэффициента трения в безлопаточном диффузоре Атр, наиболее близко соответствую­ щего реальным условиям течения газа в высоконапорном ком­ прессоре, на Коломенском заводе были проведены испытания компрессора ТК-34 с диаметром колеса D2 = 350 мм и с без-

лопаточным диффузором, имеющим г3 = 1,41, параллельные стенки и ширину канала диффузора Ь2 = 17,8 мм (Ь2/г2 = 0,\029). Лопатки колеса радиальные. Стенки диффузора обрабатывают­ ся по 6—7-му классам чистоты поверхности.

Результаты этих испытаний при различных значениях окруж­ ной скорости колеса в виде зависимостей Атр = /(Ѳд) приведены на рис. 34.

Рис. 34. Сопоставление результатов экспериментального определения коэффициента трения Атр с расчетом по формуле (63) при г3 = 1,41:

влияния чисел М2 на характер потока и потери в диффузоре. Определение ширины Ь2 канала диффузора при заданной

величине расхода газа связано с выбором расчетного угла по­

тока а2. Увеличение Ь2 приводит к уменьшению потерь, но одно­ временно способствует уменьшению угла а2.

Изложенный выше метод расчета параметров потока и потерь энергии в безлопаточном диффузоре позволяет определить оптимальные значения угла а2 в зависимости от относительной

ширины Ь2. С этой целью были выполнены расчеты по опреде­ лению коэффициента пбЛв зависимости от произведения b2sin а2у

62

пропорционального расходу газа при работе с неизменным

параметром приведенной окружной скорости колеса и2. В связи с этим при определении Обл при различных углах учитывалось изменение числа Мг на входе в диффузор, связанное с неболь­ шим изменением расхода газа.

Расчетное определение коэффициента а,->л было выполнено для диффузора с параллельными стенками при значениях и2 = = 1,0 и 1,4, г3 = 1,15 II Лтро = 0,02 и 0,0Ф для различных Ь2. Расчет позволил определить оптимальные соотношения между Ь2

и0 2 . На рис. 35 показаны расчетные зависимости агопт = f(b2 ),

причем оказалось, —что указанные Qf^

зависимости для и2 = 1,0 и 1,4 практически совпадают, что позво­ ляет использовать эти кривые при 20

ЛОПАТОЧНЫЙ ДИФФУЗОР

Обычно в высоконапорных центробежных компрессорах входные кромки диффузора располагают на достаточном удале­ нии от колеса, чтобы снизить число Маха на входе в диффузор

до значений М3 = 0,80 -Р 0,85. Радиус г3 расположения входных кромок лопаток выбирается на основании расчета безлопаточного диффузора.

Геометрический входной угол лопаток, являющийся углом между касательной к средней линии лопатки на радиусе гъ и окружным направлением, выбирается равным углу потока сс3, определяемому из расчета безлопаточного диффузора. Послед­ нее связано с тем, что минимум потерь в диффузоре, как пока­ зывают эксперименты, имеет место при нулевом или положи­ тельном угле атаки ід= а 3л— а3.

Большое значение для лопаточных диффузоров имеют, одна­ ко, не столько углы атаки, сколько диффузорность входного среза решетки, представляющая собой отношение

/ ЗПОТ

где /д — площадь узкого входного сечения межлопаточных ка­ налов диффузора; /3пот — площадь, занятая потоком на входе в диффузор.

63;

Величина е на расчетном режиме, по-видимому, должна быть близка к единице, хотя при ее увеличении до е = 1,2 к. п. д. сту­ пени практически не изменялся.

Построение лопаток диффузора может быть выполнено различными способами.

Один из методов, который дает хорошие результаты, это метод построения профилей лопаток с использованием кон­ формного отображения профилей осевых решеток на радиаль­ ные [41]. Применение этого метода позволяет использовать большой опыт, накопленный при создании и доводке осевых сту­ пеней компрессоров.

При отображении исходят из необходимости получения заданных входного и выходного углов решетки. Условие соблю­ дения одинаковой густоты определяет число лопаток. В ком­ прессорах для наддува дизелей большой мощности число лопа­ ток диффузора равняется обычно 15—23 и выбирается взаимно

Другим распространенным способом построения профилей лопаток диффузора является применение аэродинамических профилей типа крыла, средняя линия которых изгибается в соот­ ветствии с необходимостью получения заданных входного и выходного углов. Конфигурация средней линии часто выпол­ няется по дуге окружности, радиус которой может быть опреде­ лен из следующего выражения:

2 (г4 cos а 4л—r3 cos«3J1)

Радиус окружности расположения центров дуг лопаток

г = г\ + г\ —2г м cos а3л.

Большое распространение получил также способ построения профилей лопаток диффузоров, у которых средняя линия, а также контуры вогнутой и выпуклой поверхностей описываются дугами окружностей.

Большое влияние на потери в диффузоре оказывает величина и характер изменения диффузорности вдоль канала. Углом диффузорности в каком-либо сечении канала является угол между касательными к границам канала в этом сечении. В пло­ ском криволинейном канале сечение приближенно может быть построено, если провести окружности из точки пересечения двух касательных к контурам канала в точках В и С касания этих контуров с некоторой вписанной окружностью (рис. 36).

64