Fliehkr aftver dichter. Die Erfindung bezieht sich auf einen Fliehkraftverdichter, dessen erstes Laufrad am Schaufelungsaustritt eine sekundliche Umfangsgeschwindigkeit von mindestens 150 m hat, und von einem mindestens im innern Teil als schaufelloser Scheibendiffuser ausgebildeten Diffuser umgeben ist,
dessen Aussendurchmesser mindestens das Zweifache des Aussendurchmessers der Laufradschaufe- lung beträgt.
An Hand der Fig. 1 bis 3 wird ein Aus führungsbeispiel des Erfindungsgegenstan des erläutert. Fig.1 zeigt einen Schnitt recht winklig zur Achse durch die Laufrad- und Leitradschaufelung sowie Eintritts- und Aus- trittsgesehwindigkeitsdreieck des Laufrades.
Fig. 2 zeigt einen radialen Schnitt durch Laufrad, Diffuser und Gehäuse und Fig.3 eine besondere Ausführung des Diffusors.
Der Erfindung liegt die aus Versuchen gewonnene Erkenntnis zu Grunde, dass der Wirkungsgrad solcher Scheibendiffuseren und dadurch der Wirkungsgrad des ganzen Verdichters am günstigsten ist, wenn sich in ihm die aus der Laufradschaufelung austre tende Strömung im ersten Teil eines von parallelen Wänden begrenzten Scheibendiffu- sors so verzögert, wie in einem Kegelrohr mit etwa 4 Zentriwinkel an einer Stelle,
an wel cher der Durchmesser des Kegelrohres so gross ist, wie der hydraulische Durchmesser des Scheibendiffusors.
Dabei tritt die absolute Strömung zweck mässig in an sich bekannter Weise unter einem Winkel ,a,@ (Fig. 1) von etwa 20 gegen die Tangente aus der Laufradschaufelung aus. Der hydraulische Durchmesser des Scheibendiffusors ist bekanntlich bei einem der Fig. 2 zu entnehmenden Abstande b der parallelen Begrenzungswände voneinander gleich 2b.
Zwischen den parallelen Begrenzungswän den des Scheibendiffusors bewegt sich die Strömung auf Spiralen B4 (Fig. 1). Die Länge eines Bogenelementes As ist ange- nä.hart
EMI0002.0004
wenn D., der Durchmesser des Kreises ist, auf dem die Austrittskanten der Laufra.d- sehaufelung liegen und D, ein grösserer Kreis. den die Strömung erreicht, nachdem sie einen kurzen Weg von As zurückgelegt hat.
Für einen Weg As = 1 cm wird nach Gleichung 1 <I>A -</I> D= <I>= 2</I> sin <I>a, = 2</I> sin 20 = 2. 0,342 = 0,684 cm (,2) wenn die Durchmesser in Zentimeter gemes sen werden.
Da bei gleichbleibender Breite b der Strö mungsquerschnitt der Spiralströmung den Durchmessern verhältnisgleich ist, so verhält sich der Strömungsquerschnitt am Ende die ses Weges von 1 cm zu demjenigen am An fange, wie (D, -J- 0,684) : D, (3) In einem Kegelrohr mit dem Zentriwinkel 9p = 4 nimmt der Querschnitt mit dem An fangsdurchmesser Dr, auf einer achsialen Länge von 1 cm von D,,' n/4.auf den Quer schnitt zu.
Es verhält sich daher der
EMI0002.0022
Querschnitt am Ende dieses 1 cm langen Weges zu dem am Anfange wie
EMI0002.0023
Es soll nun das zu (3) ermittelte Quer schnittsverhältnis der Spiralströmung diesem zu (4) ermittelten Querschnittsverhältnis gleich sein. Dieses wird erreicht, wenn der hydraulische Durchmesser des Scheibendiffu- sors <I>2 b =</I> Dt, <I>(5)</I> wird. Dadurch ergibt sich aus den.
Gleichun gen 3, 4 und 5:
EMI0002.0029
EMI0002.0030
Löst man die Klammer auf, so ergibt sich
EMI0002.0031
Das quadratische Glied kann vernachlässigt -erden; denn bereits bei b = 1 cm bleibt der Fehler unter 2 %. Bei grösserem b wird er noch kleiner.
Es ergibt daher mit grosser An näherung: D, = 9,7b oder b = 0,103 D, (6) Legt man den Winkel, den die relative Aus trittsgeschwindigkeit io, mit ihrer tangen- tialen Komponente it,' einschliesst mit ss._ = 60 fest, weil bekanntlich rückwärtsge- richtete Laufradschaufeln, wie Fig. 1 sie zeigt, bei der Mengenregelung auch bei stark verminderter Fördermenge eine stetige Förde rung ergeben, und ist e," die radiale Kom ponente der absoluten Austrittsgeschwindig keit c.,
aus dem Laufrade, so wird die tan- gentiale Komponente der absoluten Austritts geschwindigkeit c<B>2</B>= c2., c.tg u und diejenige der relativen Austrittsge schwindigkeit ?o2' <I>=</I> C2" etg p2- Daraus ergibt:
sich die Umfangsgeschwindig keit
EMI0002.0056
Nun ist aber das aus dem Laufrade austre tende sekundliche Volumen l'2 <I>=</I> b # <I>Dz</I> 7r e2" oder unter Benutzung der Gleichungen 0 sund7: v2 = 0,103 ;
, D22 # 0,3 u2 = 0,097 . D.,2 1.12 oder
EMI0003.0016
Dabei sind DZ in. Metern und u. in Metern pro Sekunde einzusetzen.
Je höher die Umfangsgeschwindigkeit u_ der 1ustrittsschaufelkanten des Laufrades ist, um so grösser ist das Verdichtungsverhält nis und damit auch die Spannung und die Geschwindigkeit des aus der Laufradschaufe- lung austretenden Gases.
Bei der hohen Ge schwindigkeit, mit der das Gas in den Schei- bendiffusor eintritt, verzögert sich im ersten Teil des Scheibendiffusors die Strömung nicht nur infolge Zunahme des Strömungs querschnittes, sondern auch durch die Volu menverminderung, welche mit der Druckstei gerung infolge der Geschwindigkeitsabnahme verbunden ist. Diese Wirkung ist die gleiche wie eine Vergrösserung des Zentriwinkels des äquivalenten Kreiskegels.
Da die Verzöge rung mit der Zunahme des Durchmessers ab nimmt, so muss, um diese Wirkung auszuglei chen, der Aussendurchmesser der Laufra.d- schaufelung grösser gewählt werden, um wie der die Wirkung eines äquivalenten Kegels mit 4 Zentriwinkel zu erreichen. Dieses wird mit grosser Annäherung dadurch erreicht, dass an Stelle des aus der Laufradschaufelung austretenden Volumens V, das grössere in den Verdichter eintretende Volumen Y in die Be messungsformel für DZ eingesetzt wird.
Bei kleiner Umfangsgeschwindigkeit u2 und dem entsprechend kleiner Austrittsgeschwindig keit aus der Laufradschaufelung, bei der die Steigerung der Verzögerung durch Druckstei gerung im ersten Teil des schaufellosen Dif- fusors gering ist, ist auch der Unterschied zwischen dem aus der Laufradschaufelung austretenden Volumen VZ und dem Ansauge volumen des Verdichters gering, beides wächst mit zunehmender Umfangsgeschwin digkeit ist, wodurch annähernd ein Ausgleich erreicht wird.
Um diesen Abweichungen Rechnung zu tragen und weil auch Laufradschaufelungen mit einem Aussendurchmesser, der etwas vom günstigsten abweicht, noch hohe Wirkungs grade liefern, so ist, zumal auch die Winkel a, und ssh ohne Nachteil von den angenom menen etwas abweichen können, für Glei chung 8
EMI0003.0052
mit einem Wert q, der zwischen 2,7 und 3,5 liegt, zu wählen,
wenn das sekundliche An- sauge-##olumen -P in Kubikmetern und die sekundliche Umfangsgeschwindigkeit u2 in Metern eingesetzt wird. DZ ergibt sich dann in Metern.
Laufräder mit einem so ungewöhnlich geringen Aussendurchmesser der Laufrad- schaufelung ergeben verhältnismässig grosse Verluste in den Laufradkanä.len und im Ein lauf zu diesen. Die Steigerung dieser Ver luste ist aber erheblich geringer als der Ge winn durch die Verbesserung des Diffusors, besonders wenn der Einlauf zum Laufrade bei dem als gegeben anzusehenden Aussen durchmesser der Laufradschaufelung so gün stig wie möglich gestaltet wird.
Dieses wird durch einen Einlauf erreicht, der zur Erzie lung geringster Verzögerungen im Laufrade die kleinste relative Eintrittsgeschwindigkeit w, in das Laufrad ergibt, wenn die achsial gerichtete Einströmgeschwindigkeit c" in das Laufrad gleich der etwa radial gerichteten Einströmgeschwindigkeit cl in die Laufrad- schaufelung ist.
Aus Fig: 1 ist ersichtlich, dass sich w,. als Hypothenuse eines rechtwin keligen Dreiecks ergibt, dessen Katheten cl und die Umfangsgeschwindigkeit u, sind. Die Umfangsgeschwindigkeit wächst verhält nisgleich mit dem Durchmesser D, des Krei ses, auf dem die Eintrittskanten der Laufrad- schaufelung liegen, wie die Abstände der Punkte der Linie .IC (Fig. 1) von der Linie MB dieses zeigen.
Die radial gerichtete Ein trittsgeschwindigkeit cl nimmt, wenn sie etwa gleich der vorausgegangenen Achsialge- sehwindigkeit c, sein soll, mit wachsendem Durchmesser ab, wie die Abstände der punk- tierten Linie PQ von der Linie 31B dieses zeigen. Es ist
EMI0004.0018
und aus diesen drei Gleichungen ergibt sich:
EMI0004.0019
Hiernach ist zo,2 eine Funktion von D,.
Gleichung (9) differenziert und null gesetzt ergibt:
EMI0004.0022
Dieses gilt für ein freifliegendes Rad. Ist eine Nabe vorhanden, die zum Beispiel 10 v. H. des Querschnittes fortnimmt, so ist der Fest wert 3,25 durch
EMI0004.0023
zu dividieren, wo durch sich<B>3,37</B> ergibt. Nimmt die Nabe 20 v. H. des Querschnittes fort, so ist der Festwert 3,25 durch
EMI0004.0024
zu dividieren, wo durch sich 3,5 ergibt. Der Festwert wird also je nach dem Wellen- oder Nabendurchmesser zwischen 3,25 und 3,5 liegen.
Bei grösserem oder kleinerem Durchmesser Dl als ihn die Formel (11) liefert, ergibt sich ein grösserer Wert IC,. wie ein Vergleich des in Fig. 1 voll ausgezogenen Geschwindig keitsdreiecks EFG mit den benachbarten strichpunktierten und die Abstände der Punkte der Kurve<I>PR</I> von der Linie<I>118</I> dieses zeigen.
Bei Laufrädern mit doppelseitigem Ein lauf ist T' in der Formel für D, das halbe, sekundliche vom Laufrade im ganzen geför derte Volumen.
Bei solcher Wahl des Durchmessers D,. bei der tt-, am kleinsten wird, ergibt sich ein bestimmter Winkel (T,, denn es ist
EMI0004.0038
und da nach Gleichung 10:
EMI0004.0039
war, so wird
EMI0004.0040
Der so bestimmte Durchmesser D, liefert die kleinste relative Eintrittsgeschwindigkeit tte, in das Laufrad und dadurch verhältnis mässig niedrige Verluste in diesem.
Jedoch werden die Geschwindigkeiten und damit die Verluste bis zum Entritt der Strömung in die Laufradscha.ufeltmg ungewöhnlich gross, weil der Durchmesser D" <I>= D,</I> des Kreises, der den Querschnitt der aebsialen Strömung be grenzt, ungewöhnlich klein wird.
Genaue Untersuchungen haben aber gezeigt, und Mes sungen an ausgeführten Verdichtern haben es bestätigt, dass diese Verluststeigerung nicht ins Gewicht fällt gegenüber den Verlustver minderungen besonders im Diffusor und an der äussern Oberfläche des Laufrades durch die kleine Bemessung des innern und äussern Durchmessers der Laufradschaufelung. Auch kann die Verluststeigerung im Einlauf da durch möglichst klein gehalten werden, dass das Laufrad als Zwillingsrad mit Zuströ- rnung von beiden Seiten ausgeführt wird, wie Fig. 2 dieses zeigt.
Dadurch wird D, zwar kleiner, da aber nur das halbe Volumen durch den Einströmungsquerschnitt hindurch muss, so verringert sich bei gleicher Umlauf zahl die Geschwindigkeit in ihm auf rund das 0.8fache. Solche Räder mit doppelsei tigem Einlauf sind aus diesem Grunde für Verdichter nach der Erfindung sehr viel vor- leilhafter als solche mit einseitigem Einlauf.
Der Wirkungsgrad eines solchen Ver dichters mit einseitigem Einlauf fällt niedri ger aus als derjenige eines solchen mit dop pelseitigem Einlauf.
Bei der oben betrachteten Spiralströmung im schaufellosen, von parallelen Wänden be grenzten Scheibendiffusor nimmt der Quer schnitt im Verhältnis der Durchmesser zu. Daraus folgt, dass die Geschwindigkeit sofort nach dem Austritt aus der Laufradschaufe- lung am schnellsten und je mehr sich die Strömung von der Mitte entfernt,<B>um so</B> lang samer abnimmt.
Bei einem Durchmesser des schaufellosen Scheibendiffusors, der das 1,5- fache des Aussendurchmessers der Laufrad- schaufelung beträgt, ist die Verzögerung be reits so klein, dass von da ab besser ein Schaufelkranz mit diffusorartig sich erwei ternden Kanälen oder ein Diffusor in Form eines Spiralgehäuses angewandt wird. Aber auch in dem Gebiet, in welchem der schaufel lose Scheibendiffusor überlegen ist, ist sein Wirkungsgrad nicht überall gleich.
In dem Teil, welcher dem Umfange der Laufrad- schaufelung am nächsten liegt und in dem die Geschwindigkeit am-schnellsten abnimmt, sind die Ablösungsverluste am grössten und die Reibungsverluste am geringsten. Weiter aussen, wo die Geschwindigkeit am langsam sten abnimmt, ist es umgekehrt. Zwischen beiden Stellen liegen die Stellen der Energie umsetzung mit geringsten Verlusten.
Ver gleicht man kurze Abschnitte des Strömungs- weges im Scheibendiffusor mit äquivalenten Kreiskegeln, so entsprechen bei einem Schei- bendiffusor mit parallelen Wänden kurze Abschnitte des Strömungsweges auf dem Wege von innen nach aussen Kreiskegeln mit immer kleineren Zentriwinkeln. Um über den ganzen Strömungsweg im Scheibendiffusor möglichst gleich günstige Verhältnisse zu schaffen, kann man die Wände des schaufel- losen Scheibendiffusors sich zunächst schwach einander nähern,
dann voneinander entfernen lassen, so dass die lichte Breite b von innen nach aussen sich zunächst vermindert und dann vergrössert, wie Fig. 3 dies zeigt.
Wegen des geringen äussern Durchmessers der Laufradsöhaufelung empfiehlt es sich, den innern Teil des schaufellosen Scheiben- diffusors, in den die Strömung nach dem Verlassen der Lauf radschaufelung zuerst ein tritt, als umlaufenden Diffusor auszuführen, indem er von Wänden begrenzt wird, die an der Drehung des Laufrades teilnehmen. Da durch werden zwar die Reibungsverluste an den Aussenwänden des Laufrades vergrössert. Bei der Kleinheit der Räder ist dies aber nicht erheblich.
Die Verluste der aus der Laufradschaufelung austretenden Strömung im ersten Teile des Scheibendiffusors, wo die grössten Energieumsetzungen stattfinden, werden dadurch aber erheblich herabgesetzt, weil die Relativgeschwindigkeit der Strö mung gegenüber den sie begrenzenden Wän den gering ist, trotz ihrer hohen absoluten Geschwindigkeit. Bei den bisher üblichen, im Verhältnis zum Fördervolumen grossen Lauf rädern bringt ein innerer umlaufender Diffu- sor, wie Versuche zeigten, im Gegensatz zu einem Verdichter nach der Erfindung, keinen Vorteil, weil die Reibungsverluste an den Aussenwänden dort zu sehr ins Gewicht fallen.
Da bei mehrstufigen Verdichtern das Vo lumen von Stufe zu Stufe abnimmt, emp fiehlt es sich, nur bei der ersten Stufe oder Gruppe von Stufen die Durchmesser der Laufradschaufelung nach dem Ansaugevolu- men, bei den späteren Stufen oder Gruppen von Stufen nach dem durch die vorausgegan gene Verdichtung verminderten Eintritts volumen in diese Stufen oder Gruppen von Stufen zu bemessen.
Centrifugal compressor. The invention relates to a centrifugal compressor, the first impeller of which has a secondary peripheral speed of at least 150 m at the blade outlet and is surrounded by a diffuser designed at least in the inner part as a blade-less disc diffuser,
the outside diameter of which is at least twice the outside diameter of the impeller blade.
1 to 3, an exemplary embodiment from the subject of the invention is explained. 1 shows a section at right angles to the axis through the impeller and stator blades as well as the entry and exit speed triangles of the impeller.
FIG. 2 shows a radial section through the impeller, diffuser and housing and FIG. 3 shows a special embodiment of the diffuser.
The invention is based on the knowledge gained from experiments that the efficiency of such disk diffusers, and thus the efficiency of the entire compressor, is most favorable when the flow emerging from the impeller blades is in the first part of a disk diffuser limited by parallel walls delayed, like in a conical tube with about 4 central angles at one point,
at which the diameter of the conical tube is as large as the hydraulic diameter of the disc diffuser.
The absolute flow expediently occurs in a manner known per se at an angle α, @ (FIG. 1) of about 20 to the tangent from the impeller blades. The hydraulic diameter of the disk diffuser is known to be equal to 2b for a spacing b between the parallel boundary walls from one another, as can be seen in FIG.
The flow moves on spirals B4 (Fig. 1) between the parallel walls of the disk diffuser. The length of an arch element As is approximate
EMI0002.0004
if D., is the diameter of the circle on which the trailing edges of the impeller blades lie and D, a larger circle. which the current reaches after traveling a short distance from As.
For a path As = 1 cm, according to equation 1, <I> A - </I> D = <I> = 2 </I> sin <I> a, = 2 </I> sin 20 = 2. 0.342 = 0.684 cm (, 2) if the diameter is measured in centimeters.
Since the flow cross-section of the spiral flow is proportionally equal to the diameters with constant width b, the flow cross-section at the end of this path of 1 cm is related to that at the beginning, as (D, -J- 0.684): D, (3) In a conical tube with a central angle of 9p = 4, the cross-section with the starting diameter Dr increases over an axial length of 1 cm from D ,, 'n / 4. to the cross-section.
It is therefore the case
EMI0002.0022
Cross section at the end of this 1 cm long path to the same as at the beginning
EMI0002.0023
The cross-sectional ratio of the spiral flow determined in (3) should now be the same as this cross-sectional ratio determined in (4). This is achieved when the hydraulic diameter of the disc diffuser <I> 2 b = </I> Dt, <I> (5) </I>. This results from the.
Equations 3, 4 and 5:
EMI0002.0029
EMI0002.0030
If you break the bracket, the result is
EMI0002.0031
The square term can be neglected; because already at b = 1 cm the error remains below 2%. With a larger b it becomes even smaller.
With a large approximation it therefore results in: D, = 9.7b or b = 0.103 D, (6) If one sets the angle that the relative exit velocity io, with its tangential component it, 'includes with ss._ = 60 fixed, because, as is known, backward-facing impeller blades, as shown in FIG. 1, result in constant conveyance in the flow control even with a greatly reduced flow rate, and e, "is the radial component of the absolute exit speed c.,
from the impeller, the tangential component of the absolute exit speed is c <B> 2 </B> = c2., c.tg u and that of the relative exit speed? o2 '<I> = </I> C2 "etg p2- This gives:
the peripheral speed
EMI0002.0056
Now, however, the secondary volume emerging from the impeller is l'2 <I> = </I> b # <I> Dz </I> 7r e2 "or using the equations 0 sund7: v2 = 0.103;
, D22 # 0.3 u2 = 0.097. D., 2 1.12 or
EMI0003.0016
DZ are in meters and u. to be used in meters per second.
The higher the circumferential speed u_ of the outlet blade edges of the impeller, the greater the compression ratio and thus also the tension and the speed of the gas emerging from the impeller blade.
At the high speed with which the gas enters the disc diffuser, the flow in the first part of the disc diffuser is delayed not only as a result of the increase in the flow cross-section, but also due to the reduction in volume associated with the increase in pressure as a result of the decrease in speed is. This effect is the same as an increase in the central angle of the equivalent circular cone.
Since the deceleration decreases with the increase in diameter, in order to compensate for this effect, the outer diameter of the impeller blade must be chosen to be larger, in order to achieve the effect of an equivalent cone with 4 central angles. This is achieved with a great approximation that, instead of the volume V emerging from the impeller blades, the larger volume Y entering the compressor is used in the measurement formula for DZ.
With a low circumferential speed u2 and the correspondingly lower exit velocity from the impeller blades, at which the increase in deceleration due to the pressure increase in the first part of the blade-less diffuser is small, there is also the difference between the volume VZ exiting the impeller blades and the suction volume of the compressor is low, both grows with increasing peripheral speed, which approximately compensates for it.
In order to take these deviations into account and because impeller blades with an outer diameter that deviates slightly from the cheapest still deliver a high degree of effectiveness, especially since the angles a and ssh can deviate slightly from the assumed ones without disadvantage, equation 8th
EMI0003.0052
to choose with a value q between 2.7 and 3.5,
if the secondary suction - ## olumen -P is used in cubic meters and the secondary peripheral speed u2 in meters. DZ then results in meters.
Impellers with such an unusually small outer diameter of the impeller blades result in relatively large losses in the impeller channels and in the inlet to them. The increase in these losses is considerably less than the gain from improving the diffuser, especially if the inlet to the impeller is designed as favorably as possible with the outer diameter of the impeller blades, which can be assumed to be given.
This is achieved by an inlet which results in the smallest relative entry speed w, in the impeller to achieve minimal delays in the impeller, if the axially directed inflow speed c "into the impeller is equal to the approximately radially directed inflow speed cl into the impeller blades.
From Fig: 1 it can be seen that w ,. results as a hypotenuse of a right-angled triangle, the sides of which are cl and the peripheral speed u. The circumferential speed increases proportionally with the diameter D, of the circle on which the leading edges of the impeller blades lie, as the distances between the points of line IC (FIG. 1) and line MB show.
The radially directed entry speed cl decreases, if it is supposed to be approximately equal to the previous axial speed c 1, with increasing diameter, as the distances between the dotted line PQ and the line 31B show. It is
EMI0004.0018
and from these three equations we get:
EMI0004.0019
According to this, zo, 2 is a function of D ,.
Equation (9) differentiated and set to zero gives:
EMI0004.0022
This applies to a free-flying wheel. If there is a hub that is 10 v. H. of the cross-section increases, the fixed value is 3.25 through
EMI0004.0023
to divide, which results in <B> 3.37 </B>. Assumes the hub 20 BC. H. of the cross section continues, the fixed value is 3.25 through
EMI0004.0024
to divide, which gives 3.5. The fixed value will therefore be between 3.25 and 3.5 depending on the shaft or hub diameter.
If the diameter Dl is larger or smaller than that provided by formula (11), the result is a larger value IC,. This is shown by a comparison of the speed triangle EFG, fully drawn in FIG. 1, with the neighboring dot-dashed lines and the distances between the points of the curve <I> PR </I> from the line <I> 118 </I>.
In the case of impellers with double-sided inlet, T 'in the formula for D is half the secondary volume delivered by the impeller in total.
With such a choice of the diameter D ,. at which tt-, becomes smallest, there is a certain angle (T ,, because it is
EMI0004.0038
and since according to equation 10:
EMI0004.0039
was so will
EMI0004.0040
The diameter D, determined in this way, provides the smallest relative entry speed tte into the impeller and thus relatively low losses in it.
However, the speeds and thus the losses until the flow enters the impeller shell are unusually large, because the diameter D "<I> = D, </I> of the circle that limits the cross-section of the aebsial flow is unusually small becomes.
Exact investigations have shown, however, and measurements on executed compressors have confirmed that this increase in loss is negligible compared to the loss reductions, particularly in the diffuser and on the outer surface of the impeller, due to the small dimensions of the inner and outer diameter of the impeller blades. The increase in loss in the inlet can also be kept as small as possible because the impeller is designed as a twin wheel with inflow from both sides, as FIG. 2 shows.
As a result, D, is smaller, but since only half the volume has to pass through the inflow cross-section, the speed in it is reduced to around 0.8 times with the same number of revolutions. For this reason, such wheels with a double-sided inlet are much more advantageous for compressors according to the invention than those with a single-sided inlet.
The efficiency of such a Ver poet with one-sided inlet falls from niedri ger than that of one with double-sided inlet.
In the case of the spiral flow considered above in the blade-less disc diffuser bordered by parallel walls, the cross-section increases in proportion to the diameter. It follows from this that the speed immediately after exiting the impeller blade decreases fastest and the further the flow moves away from the center, <B> the </B> slower it decreases.
With a diameter of the blade-less disc diffuser that is 1.5 times the outer diameter of the impeller blades, the delay is already so small that it is better to use a blade ring with diffuser-like widening channels or a diffuser in the form of a spiral housing is applied. But even in the area in which the blade-less disc diffuser is superior, its efficiency is not the same everywhere.
In the part which is closest to the circumference of the impeller blades and in which the speed decreases the fastest, the separation losses are greatest and the friction losses are lowest. Further out, where the speed decreases most slowly, it is the other way around. The points of energy conversion with the lowest possible losses lie between the two points.
If one compares short sections of the flow path in the disk diffuser with equivalent circular cones, in a disk diffuser with parallel walls short sections of the flow path on the path from the inside to the outside correspond to circular cones with ever smaller central angles. In order to create conditions that are as equally favorable as possible over the entire flow path in the disk diffuser, the walls of the vane-less disk diffuser can initially approach each other slightly,
then allow them to be removed from one another, so that the clear width b from the inside to the outside is initially reduced and then increased, as FIG. 3 shows.
Due to the small outer diameter of the impeller blade, it is advisable to design the inner part of the blade-less disc diffuser, into which the flow first enters after leaving the impeller blades, as a circumferential diffuser, by being limited by walls that are exposed to the rotation of the running bike. Since the friction losses on the outer walls of the impeller are increased. However, given the small size of the wheels, this is not significant.
The losses of the flow emerging from the impeller blades in the first part of the disk diffuser, where the greatest energy conversions take place, are significantly reduced because the relative speed of the flow compared to the walls limiting it is low, despite its high absolute speed. In the case of the impellers that were customary up to now and were large in relation to the delivery volume, an inner revolving diffuser, as tests showed, in contrast to a compressor according to the invention, has no advantage because the friction losses on the outer walls are too significant there.
Since the volume of multi-stage compressors decreases from stage to stage, it is advisable to only determine the diameter of the impeller blades according to the suction volume for the first stage or group of stages, for the later stages or groups of stages according to the previous one inclined compression of reduced inlet volume in these stages or groups of stages.