Влияние радиальных и осевых зазоров на работу ступени

В реально выполненных ступенях осевого компрессора между лопатками рабочего колеса и внутренней поверхностью корпуса, как уже указывалось, всегда имеется конструктивный радиальный зазор D r (рис. 3.15). Радиальный зазор может существовать также между поверхностью втулки и лопатками НА, если они закреплены только на корпусе, (на рис. 3.15 такое крепление не показано). При этом реальный зазор в рабочем состоянии компрессора может заметно отличаться от монтажного (контролируемого при сборке компрессора) вследствие радиальных деформаций деталей ротора и корпуса под действием центробежных и газовых сил и вследст­вие их теплового расширения. Обычно у прогретого двигателя рабочий зазор оказывается меньше монтажного. А у некоторых двигателей в инструкции по эксплуатации указывается минимальное время, которое должно быть выдержано до повторного запуска двигателя после его выключения, так как при выключении двигателя статор (корпус) компрессора остывает быстрее ротора, в результате чего радиальные зазоры в его ступенях могут вообще исчезнуть на это время, т.е. ротор ²заклинит².

Наличие радиального за­зора оказывает существенное влияние на работу ступени. Под влиянием разности давлений на вогнутой стороне и на спинке лопатки происходит перетекание некото­рой части воздуха через зазор. Относительное перемещение кон­цевого сечения лопатки компрессора и корпуса способствует перетеканию, как показано схе­матично на рис. 3.16. Кроме того, под воздействием струи воздуха, текущего че­рез зазор, на периферии возникает вихревое течение, направление которого противоположно направлению вращения парного вихря.

Перетекание (утечка) воздуха через радиальный зазор приво­дит к понижению давления на вогнутой стороне лопатки (набегаю­щей на поток) и к повышению его на спинке, т. е. к уменьшению разности давлений на поверхностях профиля, причем этот эффект наблюдается, как показывают исследования, на участке лопатки, радиальная протяженность которого превышает сам зазор в сред­нем примерно в 5 раз. Искажение эпюр распределения давлений по хорде и по высоте лопатки на этом участке носит сложный ха­рактер. Но в целом уменьшение перепада давлений приводит к сни­жению окружного усилия и, следовательно, к снижению работы, передаваемой воздуху в ступени. Бесполезные затраты энергии на перетекание воздуха через зазор и на создание вихревого течения у концов лопаток вблизи зазора обуславливают, кроме того, падение КПД ступени. Всё это приводит к снижению напора (адиа­батной работы) ступени.

Степень влияния радиального зазора на работу ступени зависит прежде всего от его относительной величины , где h — вы­сота лопатки. Кроме того, на эту зависимость оказывают влияние степень реактивности, удлинение лопаток и некоторые другие па­раметры ступени. В среднем увеличение зазора на 1 % при­водит к снижению КПД примерно на 2 % и к падению напора на 3…5 %. Поэтому в современных двигателях применяются конструктивные мероприятия, направленные на его уменьшение и даже на управление радиальным зазором. И недопустимо их значительное увеличение в процессе эксплуатации и ремонта.

Аналогичное влияние на работу ступени может оказывать и радиальный зазор у лопаток направляющего аппарата (при кон­сольном креплении лопаток). Если этот аппарат имеет внутренний бандаж, то в конструкции ступени должны быть предусмотрены соот­ветствующие лабиринтные уплотнения.

На работу ступени оказывают влияние также осевые зазоры между ее неподвижными и вращающимися венцами D _{s 1} и D _{s 2} (см. рис. 3.15). Наличие спутного следа за каждой лопаткой приводит к значительной шаговой неравномерности потока за решеткой. В ре­зультате при относительном перемещении венцов величина и на­правление вектора скорости в потоке, набегающем на лопатки сза­ди расположенной решетки, будет периодически изменяться с до­вольно большой частотой, что приводит к увеличению потерь и возникновению вибрационных напряжений в лопатках. Кроме того, обтекание ло­паток неравномерным потоком резко увеличивает шум, возникаю­щий при работе компрессора. Увеличение осевых зазоров способст­вует выравниванию потока перед стоящей сзади решеткой и поэто­му приводит к ослаблению указанных явлений, но влечет за собой увеличение осевого габарита и массы компрессора. На практике осевые зазоры назначают обычно в пределах 15…30% хорды лопаток. При этом, помимо указанных выше соображений, может учитываться также то, что степень повреждения лопаток ступени при попадании в ее проточную часть посторонних предметов за­метно снижается при увеличении осевых зазоров между неподвиж­ными и вращающимися венцами.

3.10. ОСОБЕННОСТИ ТРАНСЗВУКОВЫХ И СВЕРХЗВУКОВЫХ СТУПЕНЕЙ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА

Одним из основных путей снижения массы и габаритов авиаци­онных ГТД является уменьшение числа ступеней в компрессоре. Для уменьшения числа ступеней необходимо увеличивать работу, затрачиваемую на вращение ступени и идущую затем на повышение давления воздуха. Это, как следует из формул (3.2) и (3.3), может быть сделано за счет увеличения окружной скорости рабочих лопаток, которая в современных вентиляторах достигает, как указывалось, 450…500 м/с и более.

Но при таких окружных скоростях относительная скорость воздуха на входе в рабочее колесо в первых ступенях вентилятора (компрессора) значительно превышает скорость звука. И использовать решетки профилей, применяющиеся в дозвуковых ступенях, при таких числах М _{w 1} невозможно из за резкого увеличения потерь при превышении критических чисел М и возникновения явления ¢запирания¢ в таких решетках.

Исследования показали, что этих явлений можно избежать, если изменить форму профилей лопаток рабочего колеса таким образом, чтобы их относительная толщина не превышала (на периферии) 3…4 %, максимальная толщина и максимальный прогиб дуги средней линии располагались бы подальше от передней кромки (на 50…60 % хорды), а передняя кромка имела малый радиус скругления, чтобы передняя часть профиля по своей форме напоминала острый клин.. Кривизна верхней поверхности профиля, особенно в передней его части, также должна быть возможно меньшей. Примеры профилей сечения лопаток рабочего колеса, рассчитанных на обтекание их дозвуковым и сверхзвуковым набегающим потоком, показаны на рис. 3.17, а и рис. 3.17, б.

Рассмотрим теперь некоторые особенности течения воздуха через решетку РК при M _{w 1} = 1,3…1,5. Для большинства трансзвуковых ступеней, имеющих максимальные значения чисел M _{w 1}, лежащие в этом диапазоне, характер­но наличие дозвукового потока на выходе из колеса (M _{w 2} <1), т. е. торможение потока в РК с переходом через скорость звука. Типичная для этогослучая схема течения воздуха в решетке РК показана на рис. 3.18. Как из­вестно, при обтекании сверхзвуковым потоком изолированного профиля, имеющего хотя бы незначительное скругление передней кромки, перед ним возникает кри­волинейный скачок уплотнения - головная волна. Аналогично перед каждым профилем в решетке возникает головная волна AВС. На участке АВ фронт волны почти перпендикулярен вектору скорости, т. е. этот участок можно рассматривать как прямой скачок уплотнения. На участке ВС скачок становится косым, интенсивность его ослабевает по мере удаления от вызвавшего его профиля и на некотором расстоянии оказывается исчезающе малой. В области, лежащей за прямым скачком, скорость становится дозвуковой и уменьшается до нуля в передней критической точке К. Затем на спинке профиля и в прилегающей к ней области течения происходит разгон потока и за линией DE (“звуковой линией”) скорость опять становится сверхзвуковой. Штриховые прямые в этой области - так называемые волны разрежения, вдоль каждой из которых скорость постоянна и равна скорости в соответствующей точке на спин­ке профиля.

Возникновение системы головных волн приводит к возрастанию сопротивле­ния решетки (появляются волновые потери). Но, как показывают расчеты, если значения числа М перед скачком не превышают 1,4…1,5, то потери в прямом скачке оказываются сравнительно небольшими и КПД ступени с такой системой скачков в РК получается достаточно высоким. Первым в мире турбореактивным двигателем с трансзвуковой ступенью в компрессоре был двигатель РД-9Б самолета МиГ-19, запущенный в серийное производство в начале 50-х годов прошлого столетия. В первой ступени его компрессора была реализована описанная схема течения. В последующем она использовалась в большинстве ТРД и ТРДД, выпускаемых отечественной авиационной промышленностью.

Однако необходимо отметить, что все же с ростом M _{w 1} реально КПД таких ступеней снижается как из-за роста потерь в системе скачков, так и вследствие возникновения отрыва пограничного слоя на спинке профиля за прямым скачком (в точке А) при возрастании его интенсивности. Поэтому при дальнейшем увеличении окружных скоростей рабочего колеса ступени целесообразен переход на такие профили в его решетках и такие схемы течения, при которых в межлопаточных каналах не происходит перехода через скорость звука, т.е. течение на выходе из рабочего колеса остается сверхзвуковым (в относительном движении), хотя и имеющим M _{w 2} < M _{w 1}.

В остальном параметры, треугольники скоростей и способы изменения за­крутки потока по радиусу в трансзвуковых и сверхзвуковых ступенях не имеют существенных отличий от описанных выше для дозвуковых ступеней.

Однако надо учитывать, что тонкие рабочие лопатки с острыми кромками более склонны к вибрациям и более чувствительны к повреждениям посторонними предметами, к износу и к ошибкам в проектировании и в производстве, а применение повышенных окружных скорос­тей требует использования высокопрочных материалов в конструкции ротора компрессора. Поэто­му двигатели с такими ступенями в компрессоре требуют повышенного к себе внимания в процессе разработ­ки, производства, эксплуатации и ремонта.

3.11. ОСОБЕННОСТИ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ СТУПЕНЕЙ ТРДД

С БОЛЬШОЙ СТЕПЕНЬЮ ДВУХКОНТУРНОСТИ

В настоящее время для военно-транспортных самолетов применяются, в основном, ТРДД с большой степенью двухконтурности. В таких ТРДД оптимальная (с точки зрения экономичности) степень повышения давления в вентиляторе находится обычно в пределах . Такие значения степени повышения давления воздуха вполне могут быть получены в одноступенчатом трансзвуковом вентиляторе с , что и реализуется в этих двигателях. Но при малых относительных диаметрах втулки, характерных для рабочих колес таких вентиляторов , окружная скорость в корневом сечении лопаток получается низкой (не более 150…170 м/с), что затрудняет выполнение ступени с постоянной по радиусу работой , так как для этого потребовалось бы обеспечить высокое значение закрутки и, соответственно, недопустимо большое значение угла поворота потока в РК. Поэтому вентиляторы ТРДД обычно выполняются с переменной по радиусу работой , как показано на рис. 3.19, где приведена примерная схема вентилятора, подобная схемам вентиляторных ступеней двигателей Д-18Т, Д-36, ПС-90А и др., и типичная эпюра изменения по радиусу РК.

Та часть потока воздуха за РК, где изменяется по радиусу, обычно направляется во внутренний контур двигателя. И при этом изменение работы, подведенной к воздуху на разных радиусах, выравнивается либо в первых ступенях компрессора внутреннего контура, либо в так называемых подпорных ступенях, РК которых располагаются на одном валу с РК вентилятора, а профили лопаток подобраны так, чтобы значение уменьшалось по мере увеличения радиуса.

Отметим еще некоторые характерные особенности таких ступеней.

а). Лопатки направляющего (спрямляющего) аппарата за той частью РК, воздух из которой подается в наружный контур, для снижения шума, создаваемого вентилятором, располагаются на значительном удалении от лопаток РК.

б). Лопатки РК с целью уменьшения их массы (при большом диаметре) часто выполняются с большим удлинением . При таких удлинениях лопатки становятся недостаточно жесткими и в них могут возникать недопустимо большие вибрационные напряжения. Для устранения таких явлений рабочие лопатки вентиляторов, имеющие большие удлинения, выполняются с антивибрационными полками (см. 4 на рис. 3.19), расположенными на 55…65 % высоты лопаток.

Рабочие лопатки с большим удлинением и, соответственно с антивибрационными полками применяются не только в вентиляторах ТРДД с большой степенью двухконтурности, но и некоторых ТРДД с умеренной и даже малой степенью двухконтурности (например, в двигателях Д-30КП и АЛ-31Ф). Однако, исследования последних лет показали, что если выполнить лопатки РК (в одноступенчатом вентиляторе или в первых ступенях многоступенчатого вентилятора) с существенно меньшим удлинением (т.е. с существенно большей хордой), то вибрации не возникают, т.е. можно обойтись без антивибрационных полок. Такие лопатки получили название широкохордных. И при этом:

- отсутствие антивибрационных полок и связанных с их обтеканием вязкостных и волновых потерь позволяет на 2…3 % увеличить КПД ступени;

- рабочие лопатки с большей хордой менее чувствительны к повреждению посторонними предметами, которые могут попасть в их проточную часть;

- при тщательном выборе параметров таких ступеней масса вентилятора оказывается почти такой же, как и при большом удлинении с применением антивибрационных полок.

3.13. СХЕМА И ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНОЙ СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА

На рис. 3.20 показана схема центробежной компрессорной сту­пени. Основными элементами ступени являются рабочее коле­со A и диффузор Б, а характерными сечениями воздушного трак­та - сечение 1-1 перед рабочим колесом, сечение 2-2 за ним, сечение 2¢-2¢ на входе в лопаточный диффузор и сечение 3-3 на выходе из диффузора. За диффузором может быть установлен выходной канал В или выходные патрубки, обеспечиваю­щие поворот выходящего из диффузора потока в нужную сторону (например, из радиального в осевое направление). На рис. 3.20 по­казаны также характерные размеры ступени: D _вт1, D _к1, D ₂ и D ₃.

Течение воздуха в колесе. Рабочее колесо обычно представляет собой диск, на торцевой поверхности которого расположены

рабочие лопатки сложной формы (рис. 3.21). Вектор абсолютной скорости на входе в рабочее колесо обычно имеет малые радиальные составляющие и поэтому для анализа осо­бенностей течения воздуха на входе поверхности тока в сечении 1-1 можно принять цилиндрическими. Рассечем колесо цилиндрической поверхностью А-А, расположенной, например, на среднем ра­диусе входногосечения (рис. 3.22, а). Развертка этого сечения на пло­скость будет иметь вид, показанный на рис. 3.22, б. Там же показаны векторы абсолютной с ₁, переносной u ₁ и относительной w ₁ ско­ростей воздуха, образующие треугольник скоростей на входе в коле­со для случая осевого входа. Направление передних кромок лопаток рабочего колеса на рас­четном режиме работы компрессора во избежание срыва потока должно быть близким к направлению вектора w ₁, которое характери­зуется углом β₁.

Сразу после входа в межлопаточный канал колеса воздушный поток, следуя изгибу его стенок, поворачивается так, что вектор от­носительной скорости w оказывается на­правленным почти параллельно оси сту­пени (см. рис. 3.22, б). На этом участке рабочего колеса течение воздуха анало­гично течению в колесе осевого компрес­сора - вследствие увеличения поперечного сечения межлопаточ­ного канала относительная скорость воздуха уменьшается, а дав­ление растет. Затем поток воздуха, двигаясь по межлопаточным каналам колеса, поворачивается из осевого направления в ради­альное. Обычно на этом участке рабочего колеса значение отно­сительной скорости потока почти не изменяется.

После указанных двух поворотов воздушный поток движется в радиальном направлении, вовлекаясь одновременно лопатками ра­бочего колеса во вращательное движение с окружной скоростью, возрастающей по мере удаления от оси вращения. Наиболее распро­страненная в авиационных ГТД форма межлопаточных каналов в этой части рабочего колеса соответствует радиальному или близкому к радиальному расположению лопаток. Среднее (по поперечному се­чению канала) значение относительной скорости потока воздуха w _ср здесь обычно почти не изменяется, так как увеличение ширины канала (расстояния между соседними лопатками) сопровождается уменьшением его высоты (т. е. осевого размера) по мере удаления от оси. Однако, несмотря на постоянство w _ср, давление воздуха растет по радиусу, так как движение его частиц происходит здесь в поле действия центробежных сил. Одновременно возрастает и аб­солютная скорость воздуха. При этом характерным является суще­ственно неравномерное распределение местных значений относи­тельной скорости w по поперечному сечению межлопаточного ка­нала. Воздух, текущий по каналу, участвует одновременно какбы в двух движениях (рис. 3.23). С одной стороны, он течет от центра к периферии колеса. Соответствующая этому движению эпюра относительных скоростей (для колеса с радиальными лопатками) изображена на рис. 3.23, а. С другой стороны, масса воздуха, вошедшая в межлопаточ­ный канал и не имевшая до этого (при осевом входе) момента количества движения от­носительно своего центра массы, будет по инерции стремиться сох­ранять этот нулевой момент (в абсолютном движении воздуха) и в последующем. Вследствие этого в относительном движении в меж­лопаточном канале должно возникнуть циркуляционное течение со скоростью w _ц в направлении, обратном направлению вращения колеса, как показано на рис. 3.23, б. В результате сложения этих двух движений действительное распределение относительных скоростей воздуха в канале должно иметь характер, близкий к показанному на рис. 3.23, в.

Неравномерное распределение скоростей приводит к неравно­мерному распределению давлений в канале. У набегающей на поток стенки лопатки (левой на рис. 3.23), где w имеет наименьшее значе­ние, давление, соответственно, оказывается повышенным, а у противоположной стенки - пониженным. Аналогичное распределение давлений наблюда­ется и в соседних каналах. Следовательно, на каждой лопатке ко­леса возникает разность давлений, создающая момент сопротивле­ния вращению, для преодоления которого необходимо приложить соответствующий момент (от внешнего источника мощности) к ва­лу рабочего колеса.

На выходе из колеса средняя относительная скорость воздуха w ₂ вследствие влияния инерционного циркуляционного движения (см. рис. 3.23, б) будет, очевидно, направлена не точно вдоль лопаток (по радиусу), а с неко­торым отклонением в сторону, противопо­ложную направлению вращения колеса. Сло­жив вектор w ₂ с векто­ром окружной скорости колеса в этом сечении u ₂, можно определить абсолютную скорость c ₂, При этом возможны различные случаи, показанные на рис. 3.24.

Если лопатки рабочего колеса расположены (на выходе из него) радиально, то треугольник скоростей u ₂ , w ₂ и c ₂ будет иметь вид, показанный на рис. 3.24, б. При этом, как видно из этого тре­угольника скоростей, значение c ₂ оказывается близким к значению окружной скорости колеса u _2.

Но в некоторых конструкциях центробежных ступеней рабочие ло­патки в выходной части рабочего колеса располагаются не по ради­усам, а с отклонением от радиального направления в сторону, про­тивоположную направлению вращения колеса (рис. 3.24, а). При этом наблюдается аналогичная картина, но угол β₂, который в ступени с радиальными лопатками был бли­зок к 90°, существенно уменьшается. Одновременно уменьшается и значение c ₂ при данном значении и ₂ что облегчает задачу последу­ющего торможения выходящего из колеса воздушного потока и тем самым способствует повышению КПД ступени.

В принципе возможно выполнение ступени с лопатками, обеспечивающими получение β₂ > 90°, как показано на рис. 3.24, в. Однако на практике такие ступени применяются редко.

Течение воздуха в диффузоре. Воздух, вышедший из колеса со скоростью c ₂, поступает далее в диффузор. При этом, в отличие от осевой ступени, параметры воз­душного потока в зазоре между рабочим колесом и лопатками диф­фузора не остаются неизменными. Если пренебречь влиянием трения о стенки диффузора, то момент количества движения каждой час­тицы воздушного потока относительно оси ступени при его свобод­ном течении в этом зазоре должен оставаться неизменным. Поэто­му, если Δ m - масса частицы, c _u - окружная составляющая её аб­солютной скорости и r - текущий радиус, то Δ mc _u r = const или c _u r = const, т.е. c _u = const / r. Следовательно, окружная составляющая, а вместе с ней и абсолютное значение скорости воздуха, в рассматриваемом за­зоре уменьшаютсяпо мере увеличения радиуса, что сопровождается соответствующим увеличением давления.

Таким образом, даже при отсутствии за колесом спрямляющих поток лопаток, можно организовать торможение воздушного пото­ка, выходящего с большой скоростью из колеса, направив его в пространство между двумя кольцевыми поверхностями (стенками). Поэтому участок между сечениями 2-2 и 2--2' (см. рис. 3.20) по­лучил название “безлопаточный диффузор”. (Можно показать, что в таком диффузоре возможен переход от сверхзвуковой скорости к дозвуковой без образования скачка уплотнения).

Однако в без­лопаточном диффузоре уменьшение скорости происходит сравни­тельно медленно (примерно обратно пропорционально радиусу), что приводит к необходимости выпол­нять его с увеличенными диаметраль­ными габаритными размерами и сопро­вождается большими потерями на тре­ние воздуха о стенки. Для более эф­фективного торможения потока, выхо­дящего из колеса, в центробежных сту­пенях (компрессорах) авиационных ГТД обычно применяют лопаточные диффузоры, работающие аналогично направляющим аппаратам осевых сту­пеней. Примерный вид межлопаточных каналов лопаточного диффузора при рассечении его плоскостью, нормальной к оси вращения колеса ступени, показан на рис. 3.25. В некоторых конструкциях для уменьшения габаритных размеров цен­тробежной ступени канал диффузора выполняется криволинейным с частич­ным или полным поворотом потока в нем из радиального направления в осе­вое.

При течении воздуха в выходном канале или выходных патрубках ступени (за диффузором) его дав­ление уже практически не изменяется.

В одной центробежной ступени при равных значениях окруж­ной скорости на внешнем диаметре колеса можно получить значи­тельно большее повышение давления воздуха, чем в осевой ступе­ни, благодаря благоприятному эффекту действия центробежных сил в направлении движения воздушного потока в рабочем колесе. Но в то же время (в отличие от осевой ступени) ее диаметр намного пре­вышает диаметр входа в колесо, определяемый, в основном, потреб­ным объемным расходом воздуха. Кроме того, поворот потока в ко­лесе из осевого направления в радиальное и последующий обрат­ный поворот в направление, близкое к осевому, в выходном канале (или в самом диффузоре) приводят к повышенным гидравлическим потерям.

Указанные недостатки центробежной ступени могут быть в значи­тельной степени смягчены в так называемой диагональной ступени, схема проточной части которой показана на рис. 3.26. По своим па­раметрам и принципу работы она занимает промежуточное поло­жение между осевой и центробежной ступенью. Сжатие воздуха в ее рабочем колесе происходит как вследствие уменьшения относительной скорости воздуха в межлопаточных каналах, так и в ре­зультате работы центробежных сил, совершаемой при перемещении частиц воздуха в колесе от центра к периферии (по коническим по­верхностям тока). Но доля этой работы в общей работе сжатия воздуха в колесе здесь меньше, чем в центробежной ступени. Это снижает возможные значения степени повышения давления возду­ха в такой ступени. Но зато меньшее отклонение основного направ­ления течения воздуха от осевого позволяет уменьшить диаметраль­ные габаритные размеры ступени и получить более высокие значе­ния ее КПД. Направляющий аппарат (диффузор) в диагональной ступени по своему принципу работы и устройству мало отличается от рассмотренного выше направляющего аппарата осевой ступени.

3.13. РАБОТА ВРАЩЕНИЯ КОЛЕСА И ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЦЕНТРОБЕЖНОЙ СТУПЕНИ

Работа, затрачиваемая на вращение колеса. В центробежной или диагональной ступени поверхности тока всегда существенно отличаются от цилиндрических. Поэтому работа, сообщаемая воздуху при его движении по данной поверхности тока, т.е. затрачиваемая на враще­ние элемента колеса ступени, должна определяться с учетом того, что её радиус на выходе из колеса существенно больше, чем на входе, т.е. по формуле (3.3)

.

Работа, затрачиваемая на вра­щение колеса, для ступени в целом может быть определена, как и для осевой ступени, путем интегрирования, т.е. с использованием формулы (3.4)

.

Но при этом надо учитывать три обстоятельства. Во первых, для центробежной ступени входящее в формулу (3.3) значение для всех струек потока воздуха с расходом , проходящих через рабочее колесо, одинаково. Во вторых, и . Поэтому правая часть равенства, выражаемого формулой (3.3), практически одинакова и равна . Наконец, на вращение рабочего колеса ступени, кроме величины, определяемой формулой (3.4), приходится дополнительно затрачивать работу на преодоления трения о воздух, возникающего при вращении элементов конструкции ступени, расположен­ных вне проточной части. В осевых ступенях эта дополнительная работа пренебрежимо мала. Но в центробежных ступенях ею пренебрегать нельзя, так как в зазоре между наружной поверхностью (диском) рабочего колеса А (см. рис. 3.20) и примыкающей к ней неподвижному диску (справа на рис. 3.20) возникает довольно большая сила вязкостного трения. Связанная с ним дополнительная работа называется работой трения диска и обозначается . Таким образом, для центробежной ступени

, (3.27)

где по экспериментальным данным

, (3.28)

причем a = 0,03…0,06.

Геометрические параметры ступени. Основными геометрическими параметрами центробежных ступеней являются (см. рис. 3.20 и рис. 3.24).

- относительный диаметр втулки на входе в рабочее колесо (обычно 0,3…0,5);

- относительный диаметр входа в рабочее колесо (0,5…0,7);

- относительный диаметр входа в лопаточный диффузор , где - диаметр кольцевого сечения входа в лопаточный диффузор, (обычно 1,05…1,1);

- относительный диаметр выхода из диффузора (1,15…1,3);

- относительная ширина колеса на выходе (0,04…0,08);

- конструктивный (лопаточный) угол выхода потока из рабочего колеса , равный обычно 65…90 градусов.

Газодинамические и кинематические параметры центробежной ступени, в основном, те же, которые были указаны выше для осевой ступени. Но их численные значения оказываются часто существенно иными, чем у осевых ступеней. Так, степень повышения давления в одной центробежной ступени может достигать значений = 6…8 и более. Это связано прежде всего с тем, что коэффициент нагрузки у центробежных ступеней существенно выше, чем соответствующий коэффициент у осевых ступеней, и может достигать значений 0.78…0,92, т.е. быть в 3…4 раза больше, чем у осевых ступеней. Кроме того, значение у центробежных ступеней обычно существенно превышает значения для осевых ступеней, что и позволяет (вместе с более высокими значениями ) достичь указанных значений . Но коэффициент полезного действия центробежных ступеней обычно несколько ниже, чем осевых, и составляет = 0,8…0,83.