叶轮叶片的出口相对宽度优化方案

叶轮叶片出口相对宽度b₂/D₂，在过小或过大的情况下对于一般的压缩机级的工作都是不利的。在相对宽度b₂/D₂过小的情况下，由于气流在叶道里的摩擦损失显著增大，使级效率下降。这一点，对于带有无叶扩压器的级就显得更为明显。然而，如果叶轮的叶片相对宽度b₂/D₂过大，则对于一般叶轮来说，容易引起气流在叶轮叶道内的流动不均匀，对于叶轮的工作和叶轮以后气体在固定元件中的工作也都是不利的。此外，随着相对宽度b₂/D₂增加得过大，也会使圆周速度u₂较高的叶轮叶片出现应力过大的现象。

图3-10所示为一个具有无叶扩压器、弯道和回流器的中间级。在不同的相对宽度b₂/D₂下的级性能曲线。级的叶轮出口安装角β_2A=45°，叶片相对宽度b₂/D₂分别为0.0628、0.0492、0.0328和0.0197。在叶片相对宽度b₂/D₂=0.0628时，级的多变效率和能量头系数Ψ都比较高。随着b₂/D₂的减小，级的多变效率η_db和能量头系数Ψ都有所下降。特别是在相对宽度b₂/D₂＜0.03时，级的多变效率和能量头系数Ψ下降至最低。图3-11所示为不同相对宽度b₂/D₂时的级效率与b₂/D₂=0.0628时的比较。

图3-10 具有无叶扩压器的压缩机不同的相对宽度b₂/D₂下级的性能曲线

图3-11 不同叶片相对宽度b₂/D₂时的级效率与b₂/D₂=0.0628时相比

在不同的叶片相对宽度b₂/D₂的情况下，对于带有无叶扩压器的级来说，最佳流量系数将随着b₂/D₂的减少而增大。但在b₂/D₂＞0.03的情况下，最佳流量系数ψ_2r的变化不大。对于叶轮叶片出口安装角β_2A=45°、带有无叶扩压器的级来说，当b₂/D₂=0.0328～0.0628时，其最佳流量系数ψ_2r=0.30～0.28。

图3-12 具有叶片扩压器的压缩机级在不同叶片相对宽度b₂/D₂时的级性能曲线

图3-12所示为具有叶片扩压器的压缩机级，在不同出口叶片相对宽度b₂/D₂时的级性能曲线。叶轮的叶片出口相对宽度b₂/D₂分别为0.07、0.055、0.04和0.025四种。当b₂/D₂=0.055时，级的多变效率为η_db=84%；b₂/D₂=0.025和0.07时，级的多变效率为η_db=83%。可以看出，具有叶片扩压器的压缩机级，b₂/D₂值对于效率的影响要比具有无叶扩压器时小得多。相反的，随着b₂/D₂的减小，级的能量头系数还有所增加。

图3-13所示为具有无叶片扩压器和叶片扩压器的级，在不同叶片相对宽度b₂/D₂时的效率变化。

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图3-13 不同叶片相对宽度b₂/D₂对级效率η_db的影响

1—带无叶扩压器的级 2—带叶片扩压器的级

在一般压缩机的设计中，叶轮的叶片不同相对宽度b₂/D₂的值以b₂/D₂=0.03～0.06为宜。b₂/D₂＜0.03对于具有无叶扩压器的级是不利的。b₂/D₂＜0.025，对于具有叶片扩压器的级也是不利的。反之，采用过大的b₂/D₂值，在b₂/D₂＞0.07～0.075的情况下，从叶轮的强度和效率来说，都是不利的。因此，对于一般的压缩机叶轮，b₂/D₂均在0.02～0.075范围之内。

叶轮叶片出口宽度b₂和相对出口宽度b₂/D₂可按流体连续性定律计算，即可按

求得

从上述关系可以看出，在级的进口流量q_Vj、叶轮圆周速度u₂及k_V2、τ₂已经确定的情况下，随着叶轮的转速n的增大和流量系数的减小，叶轮的相对宽度b₂/D₂将得到增大。因此，为了在小流量时保证叶轮的相对宽度b₂/D₂不致过小，可以采用较高的转速n和较小的流量系数，即采用较小的叶片出口安装角β_2A。

对于叶轮的进口叶片宽度b₁，则可同样地按照流体连续性定律来计算，即可按

因 c_1r=c1

得