ЛОПАТОЧНЫЙ АППАРАТ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОЛЕСА
BLADE SYSTEM OF CENTRIFUGAL WHEEL

Изобретение относится к энергетическим турбомашинам и может использоваться в центробежных компрессорах, нагнетателях, вентиляторах и насосах.
Общеизвестны лопаточные аппараты центробежных колес, имеющие простые геометрические формы и, как следствие, изменяющуюся по ширине аппарата густоту решеток лопаточных профилей (см., например, рис.1 в отраслевом каталоге “Центробежные компрессорные машины и турбины для их привода” / НИИ экономики, организации производства и технической информации в энергетическом машиностроении. - М., 1982). Недостаток таких лопаточных аппаратов заключается в низком КПД турбомашины. Одна из причин этого - непостоянство по ширине аппарата напора, подводимого лопатками к рабочей среде, вследствие неодинаковости густот у разных решеток лопаточных профилей.
Указанный недостаток в значительной мере устранен в аппаратах с постоянной по его ширине густотой решеток профилей. Известный лопаточный аппарат центробежного колеса (рис.3.34 в книге W.Pohlenz “Bauteile für Pumpen”. - Berlin.: VEB Verlag Technik, 1983) состоит из лопаток, в сечениях которых осесимметричными поверхностями тока имеют место решетки лопаточных профилей. Густоты всех решеток профилей - одинаковые. Благодаря этому неравномерность напора по ширине аппарата меньше, а КПД турбомашины больше, чем при неравенстве густот решеток профилей.
Недостатком известного лопаточного аппарата центробежного колеса является то, что он не обеспечивает максимального КПД турбомашины. КПД не максимален потому, что напор по ширине аппарата все же изменяется, так как напор зависит не только от густоты, но и от нескольких других геометрических параметров решетки.
Целью настоящего изобретения является повышение КПД турбомашины за счет минимизации неравномерности напора по ширине лопаточного аппарата центробежного колеса.
Указанная цель достигается тем, что в известном лопаточном аппарате центробежного колеса, состоящем из лопаток, в сечениях которых осесимметричными поверхностями тока имеют место решетки лопаточных профилей с передними и задними сторонами, численные значения комплекса
у крайних решеток и по меньшей мере у одной промежуточной отличаются друг от друга не более чем на 2%, причем в данном комплексе
r2a
φ - расчетный коэффициент расхода аппарата, равный отношению радиальной составляющей средней скорости рабочей среды на выходе из аппарата к средней окружной скорости;
2
cp
1
β, β и β - соответственно выходной, средний и входной углы профилей по их скелетным линиям;
2
R - выходной радиус решетки профилей;
2
2
r - радиус сопряжения передних сторон профилей с окружностью радиуса R;
- густота решетки профилей, равная отношению длины профиля к среднему шагу профилей в решетке;
2п
β - выходной угол профилей по передним их сторонам, выраженный в градусах.
Данное техническое решение соответствует критерию “существенные отличия”, так как оно, в отличие от известных технических решений, с высокой точностью обеспечивает постоянство напора по ширине лопаточного аппарата благодаря учету зависимости напора не от одного параметра решетки профилей (ее густоты ), а от всех семи геометрических параметров решетки, влияющих на напор.
На фиг.1 изображен лопаточный аппарат центробежного колеса, меридиональный разрез; на фиг.2 - сечение аппарата осесимметричной поверхностью тока, аксонометрическая проекция.
1
2
cp
2
2
2
1
ср
2п
Лопаточный аппарат состоит из лопаток 1 и ограничен с торцов осесимметричными поверхностями 2 и 3. В сечении лопаток 1 любой осесимметричной поверхностью тока, в том числе поверхностями 2, 3 и промежуточной поверхностью 4, имеет место решетка 5 лопаточных профилей 6. Решетка 5 имеет входной радиус R, выходной радиус R и средний шаг t профилей 6. Каждый профиль 6 имеет переднюю сторону 7, заднюю сторону 8, скелетную линию 9, длину 1, радиус r сопряжения передней стороны 7 с окружностью радиуса R, выходной угол β по скелетной линии 9, входной угол β по скелетной линии 9, средний угол β по скелетной линии 9 и выходной угол β по передней стороне 7. У крайних решеток, имеющих место в сечениях лопаток 1 осесимметричными поверхностями 2 и 3, и по меньшей мере у одной промежуточной решетки 5 численные значения комплекса, указанного в заявленном техническом решении, отличаются друг от друга не более чем на 2%.
Лопаточный аппарат работает следующим образом.
2
2
При вращении аппарата в направлении, указанном на фиг.2 стрелкой, лопатки 1 перемещают рабочую среду от входа 10 в аппарат к выходу 11 из аппарата. При этом лопатки 1, воздействуя на рабочую среду, подводят к ней напор. Движение рабочей среды по лопаточному аппарату центробежного колеса и другим элементам турбомашины сопровождается потерями части напора. Эти потери тем меньше, чем равномернее напор по ширине b аппарата. Так как у крайних решеток лопаточных профилей и по меньшей мере у одной промежуточной решетки численные значения комплекса, указанного в заявленном техническом решении, почти не отличаются друг от друга, напоры этих решеток почти одинаковые, и, следовательно, неравномерность напора по ширине b аппарата незначительна. Благодаря этому потери напора меньше, а КПД турбомашины больше, чем в случае известного лопаточного аппарата центробежного колеса.
То, что малое отличие численных значений комплекса, указанного в заявленном техническом решении, у крайних и промежуточной решеток лопаточных профилей обеспечивает малое различие напоров этих решеток, объясняется следующим.
Согласно теории центробежного колеса напор h, подводимый решеткой с конечным числом профилей к рабочей среде в тонкой осесимметричной трубке тока, определяется формулой
r2
2
в которой µ - коэффициент уменьшения напора вследствие конечного числа профилей, а φ - коэффициент расхода решетки, равный отношению радиальной составляющей скорости рабочей среды на выходе из решетки к окружной скорости u.
2
2
Поскольку u=ωR, где ω - угловая скорость вращения решетки, то с учетом (1)
1
По формуле (8) статьи “Развитие инженерного подхода к расчету теоретического напора центробежных колес”, опубликованной в №10 за 2001 г. журнала “Компрессорная техника и пневматика”, для расчетного режима работы решетки профилей, когда угол атаки профилей i≈0,
Подстановка этого выражения μ в (2) дает
Из (3) следует условие равенства напоров разных решеток:
2
Так как у всех решеток одного лопаточного аппарата ω=const, то после деления левой и правой частей равенства (4) на ω имеем
r2
r2a
Фигурирующие в (5) коэффициенты расхода решеток φ в среднем равны расчетному коэффициенту расхода аппарата φ, то есть
r2
r2a
φ≈φ.(6)
Подстановка (6) в (5) дает приближенное равенство
представляющее собой математическую формулировку заявленного технического решения.