Нагнетатели

втулки (ступицы); D0 – диаметр всасывающего отверстия; D1 – диаметр

колеса при входе потока на рабочие лопатки; D2 – диаметр колеса при выходе потока с рабочих лопаток (наружный диаметр – ширина лопатки при входе и выходе потока; s – толщина лопатки.

(относительно оси ротора);
относительной скоростью w (относительно рабочих лопаток);
абсолютной скоростью c

(относительно неподвижного корпуса компрессора;
расходной скоростью cr (радиальной проекцией c) для центробежного колеса и cz (осевой проекцией c) для осевого колеса, от которых зависит подача колеса Q;
закруткой потока cu (проекцией c на направление окружной скорости u), от которой зависит давление колеса P.
Для центробежного колеса cz = 0; для осевого - cr = 0.

колеса Q2 рассчитывается по соотношению:

где

π = 3,14; D2, м – диаметр колеса при выходе потока с рабочих лопаток (наружный диаметр колеса); b2, м – ширина рабочих каналов при выходе потока; с2r, м/с –расходная скорость потока на выходе из колеса; ηо – объемный КПД, учитывающий утечки, μ2 – коэффициент стеснения потока, учитывающий толщину лопаток.

- момент всех внешних сил, действующих на поток

относительно оси машины; m – масса рабочего тела; - время.
Поскольку выполнив преобразования,
получим:

или

Эйлера:

где ρ – плотность газа; ηг – гидравлический КПД.
Напор колеса:

Для

повышения давления закрутка потока на входе в колесо устраняют: c1u = 0. При регулировании подачи ТДМ и некоторых насосов входным направляющим аппаратом (ВНА) создается положительная закрутка потока c1u > 0. При этом давление и подача машины уменьшаются.

90° радиальные лопатки
в) β2л ˃ 90° лопатки загнуты вперед

H = Hст + Hск.
Увеличение угла выхода потока β2л приводит

к росту полного напора.
При β2л = 90° статическая и скоростная составляющая полного напора одинаковы.
При β2л > 90° в полном напоре P преобладает скоростная составляющая, а при β2л < 90° - статическая.

для создания высокого статического напора, которое могут обеспечить только рабочие

колеса с лопатками отогнутыми назад по отношению к направлению вращения колеса.
Колеса такого типа имеют максимальный гидравлический КПД и поэтому являются предпочтительными и для энергетических ТДМ. Кроме того они создают минимальный аэродинамический шум.
Для насосов характерен диапазон β2л = 20÷25°.
У ТДМ возможный диапазон значений β2л = 10÷170°.

трением потока о стенки и вихреобразованием. В узких каналах велико

влияние пристенного трения, а в широких – вихреообразования.
Оптимизация потерь достигается при соотношении средней ширины и длины канала 1:2, что достигается выбором числа лопастей рабочего колеса по формуле Пфлейдерера:

г – боковой полуспиральный