Расчет и проектирование хладонового центробежного компрессора

Расчет и проектирование  

хладонового центробежного  

компрессора

Методические указания к выполнению  

домашнего задания

В.П. Леонов

Федеральное государственное бюджетное  

образовательное учреждение высшего образования  

«Московский государственный технический университет имени Н.Э. Баумана  

(национальный исследовательский университет)»

УДК 621.5 
ББК 31.363 
Л47 

Издание доступно в электронном виде на портале ebooks.bmstu.ru  
по адресу: http://ebooks.bmstu.press/catalog/57/book1842.html 

Факультет «Энергомашиностроение» 
Кафедра «Холодильная, криогенная техника,  
системы кондиционирования и жизнеобеспечения» 

Рекомендовано Редакционно-издательским советом  
МГТУ им. Н.Э. Баумана в качестве учебно-методического пособия 
 
Леонов, В. П. 
 
 
Расчет и проектирование хладонового центробежного компрессора. 
Методические указания к выполнению домашнего задания / В. П. Леонов. — 
Москва : Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2018. — 39, [1] с. : ил. 
ISBN 978-5-7038-4925-5 
Приведены методики расчета двухступенчатого центробежного компрессора, 
работающего в составе холодильного цикла с двойным дросселированием, 
а также расчета и проектирования лепестковых газовых опор. Дано 
описание высокооборотного электродвигателя, которым комплектуется компрессор. 

Методические указания могут быть использованы при работе над курсовыми 
и дипломными проектами. 
Для студентов, изучающих курс «Турбомашины низкотемпературной 
техники». 
УДК 621.5 
ББК 31.363 
Учебное издание 

Леонов Виктор Павлович 

Расчет и проектирование хладонового центробежного компрессора 

Редактор Л.Т. Мартыненко. Художник Э.Ш. Мурадова 
Корректор Л.И. Ильина. Компьютерная графика Т.Ю. Кутузовой 
Компьютерная верстка А.Ю. Ураловой 

Оригинал-макет подготовлен в Издательстве МГТУ им. Н.Э. Баумана. 

В оформлении использованы шрифты Студии Артемия Лебедева. 

Подписано в печать 19.06.2018. Формат 6090/16. 
Усл. печ. л. 2,5. Тираж 100 экз. Изд. № 298-2017. Заказ 

Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана. 105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5, стр. 1. 
press@bmstu.ru    www.baumanpress.ru 

Отпечатано в типографии МГТУ им. Н.Э. Баумана. 
105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5, стр. 1.     baumanprint@gmail.com 

 
 МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2018 
  
          Оформление. Издательство  
ISBN 978-5-7038-4925-5                                             МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2018 

Л47 

Предисловие 

Настоящее издание представляет собой методические указания 
к выполнению домашнего задания по дисциплине «Турбомашины 
низкотемпературной техники» и предназначено для студентов, 
обучающихся по специальности 16.05.01 «Специальные 
системы жизнеобеспечения». 
Домашнее задание выполняется после проведения рубежного 
контроля (первый модуль), и по окончании проверки осуществляется 
его защита (второй модуль). Представленные материалы 
посвящены освоению методики расчета и проектирования основных 
узлов хладонового центробежного компрессора. 
Приведены рекомендации по выбору основных параметров 
проектируемой машины и зависимости, позволяющие на начальной 
стадии расчета оценить особенности компрессора и холодильного 
цикла, в который он входит. 
Расчет цикла с двойным дросселированием (цикл Ворхиса) 
позволяет определить рабочие параметры компрессора. 
На основании полученных данных при работе цикла проводится 
расчет основных узлов компрессора — рабочих колес первой 
и второй ступени, лопаточного и канального диффузора, выходного 
устройства и вспомогательных узлов — лабиринтного 
уплотнения, опорного узла, электропривода.  
Закреплению теоретического материала способствуют приведенные 
контрольные вопросы. 
 
 

РАСЧЕТ ХОЛОДИЛЬНОГО ЦИКЛА 

Основные рекомендации к расчету 

Цель методических указаний — овладение методикой выбора 
холодильного цикла, расчета основных и вспомогательных узлов 
центробежного хладонового компрессора. Расчет данного типа компрессоров 
выполняется в рамках домашнего задания. Расчет принципиально 
отличается от расчета газовых машин, что объясняется 
свойством хладонов. Основным критерием правильности расчета 
ступеней хладонового компрессора является отсутствие сверхзвукового 
течения на выходе из рабочего колеса (M < 1,4). Проверкой 
правильности расчета является достижение рекомендуемых режимов 
процесса сжатия по значениям чисел Маха и холодильного коэффициента. 
Основной задачей является освоение принципов проектирования 
холодильных циклов с двойным дросселированием, 
изучение которых продолжится на старших курсах обучения в 
МГТУ им. Н.Э. Баумана.  
К рабочим веществам холодильных центробежных компрессоров 
предъявляются следующие требования: 
 большая молекулярная масса μ; 
 невысокие значения давления конденсации 
к
p  ≤ 1,2…1,6 МПа 
и не слишком низкие давления кипения 
0
p  ≥ 0,01 МПа, т. е. небольшая 
степень сжатия 
к
  = 
к
0 ;
p
p
 
 малое отношение теплоемкости жидкого хладагента с  к теплоте 
парообразования r0; 
 незначительный перегрев паров при сжатии хладагента. 
На стадии предварительного расчета можно оценить степень 
сжатия в ступени 
к
  в зависимости от числа Маха Mu  = 
2
н ,
u
a
 

где 
н
н
a
kRT

 — скорость звука в начальном сечении (рис. 1). 

Значение 
к
  незначительно зависит от рода сжимаемого газа, 
а наибольшее допустимое по газодинамическим условиям значение 
Mu  составляет 1,3…1,4. При увеличении Mu  возрастают 
числа Маха 
1
Mw  и 
2
Mc . С увеличением этих чисел и приближением 
их значения к единице резко возрастают потери при обтекании 
решеток вследствие появления волнового сопротивления и 
местных скачков уплотнения. Значения 
1
Mw  и 
2
Mc
 не должны 

превышать 0,85…0,90. В некоторых случаях при использовании 
безлопаточного диффузора допускается число 
2
Mc  > 1. В лопаточном 
диффузоре, но на безлопаточном участке 
2
Mc  снижают 
до значений, меньших единицы. 
 

 

Рис. 1. Зависимость степени сжатия в ступени 
к
   
от числа Mu  для различных газов: 

1–3 — k равно 1,1, 1,3 и 1,4 соответственно 

Связь между окружной скоростью 
2
u  на внешнем диаметре 
рабочего колеса 
2
d  и молекулярной массой   определяется по 
графику, приведенному на рис. 2. 
Однако для «легких» хладагентов с малыми значениями μ 
окружная скорость ограничена пределом прочности материала 
колеса. Так, для хладагента R717 рекомендуемое значение 
окружной скорости 
2
u  = 550 м/с, допустимое же значение для 
колес из алюминиевого сплава АК6 составляет 350 м/с, а для колес 
из легированной стали и титана — до 500 м/с. 
Таким образом, при одном и том же значении Mu  использование 
хладагентов с большой молекулярной массой приводит к снижению 
окружной скорости. При этом наибольшая степень повышения 
давления 
к
  при работе на «тяжелых» хладагентах не снижается. 
Значением 
к
  определяется число ступеней компрессора. 

Рис. 2. Зависимость окружной скорости колеса 
2
u   
от молекулярной массы различных рабочих веществ   

При проектировании проточной части компрессоров на основе 
данных об эффективности работающих машин задают значения по-
литропного КПД 
ПЛТ

. Средние значения 
ПЛТ

 ступеней с различными 
углами выхода лопаток колес 
2л

 приведены на рис. 3. 

 

 

Рис. 3. Зависимость политропного КПД 
ПЛТ

 от угла выхода  
лопатки 
2л

 при различных значениях чисел Маха M :
u  

1–3 — Mu  равно 1,1, 1,2 и 1,4 соответственно 

При проектировании центробежных компрессоров, работающих 
на фреонах, в отличие от работающих на других газах, возникает 
ряд проблем. Так, вследствие больших значений  , т. е. 
при малых значениях газовой постоянной R  и низких температурах 
на входе в компрессор 
0,
T  скорость звука 
н
a  мала. Следовательно, 
на выходе из рабочего колеса может возникнуть сверхзвуковое 
течение, т. е. значения чисел Маха 
2
Mc  и 
3
Mc  могут 
превысить единицу. В этом случае на выходе из рабочего колеса 
применяются лопатки, загнутые назад (
2л

 = 30…60о). Кроме 
того, вследствие большой газодинамической сжимаемости фреонов 
ширина колеса на выходе может быть крайне мала.  
От значения относительной ширины рабочего колеса 
2b  зависит 

КПД ступени; так, область 
2b  = 0,04…0,06 соответствует наибольшему 
КПД. На практике рекомендуется более расширенная область: 

2b = 0,35…0,08. При малом значении 
2b , т. е. для узких колес, велика 
поверхность трения относительно массового расхода пара, при 
большом — нарушается плоский характер потока (рис. 4). 
 

 

Рис. 4. Зависимость изоэнтропного КПД 
S
  

от относительной ширины колеса 
2b  

Все эти особенности следует учитывать в большей степени 
при проектировании малорасходных и, следовательно, малоразмерных 
центробежных компрессоров (МХЦК) (
2
d  ≤ 0,1 м). Так, 

при 
2b  ≤ 1 мм толщина вязкого пограничного слоя может быть 
соизмерима с шириной рабочего колеса, что приведет к резкому 
уменьшению гидравлического КПД.  

Вследствие этого в данных методических указаниях приведены 
рекомендации по проектированию в основном МХЦК. Для 
увеличения ширины рабочего колеса 
2b  во вторую ступень подается 
дополнительная порция пара, что можно осуществить с помощью 
цикла Ворхиса с двойным дросселированием. К увеличению 

2b  приводит также уменьшение угла 
2л

. 
У рабочих колес с высокими значениями 
2л

 больше коэффициенты 
напора, что является их преимуществом. Однако 
вследствие увеличения скорости с2 на выходе из рабочего колеса 
выше газодинамические потери. 
Рабочее колесо первой ступени выполняют с большими углами 
лопаток 
2л

 (до 90о), рабочее колесо второй ступени в связи 
со значительным уменьшением объема сжимаемого пара выполняют 
с меньшими углами 
2л

, чтобы, по возможности, не допус-

кать низких значений параметра 
2,
b
 значения угла 
2л

 варьируются 
в пределах 30…60о. 

Расчет цикла с промежуточным отбором пара 

При сжатии фреонов окружная скорость 
2,
u
 как правило, не 
достигает предельных значений, поэтому основным критерием 
выбора числа ступеней является число Маха Mu . Рекомендуется 
начать расчет с определения этого числа для одной ступени сжатия. 
Если число Mu  стремится к единице, то рационально перейти 
к двухступенчатому сжатию с применением схемы с двукрат-
ным дросселированием. Степень повышения энергетической эффективности 
цикла при введении ступенчатого дросселирования 
зависит от типа хладагента и, главным образом, от дроссельных 
потерь, которые достаточно велики для большинства агентов 
вдоль верхней пограничной кривой. При двойном дросселировании 
эти потери снижаются. 
На рис. 5 приведена схема холодильного цикла с двукратным 
дросселированием и с промежуточным сосудом ПС. 
Схема с двукратным дросселированием, но с теплообменником 
ТО (экономайзером) приведена на рис. 6. 

Рис. 5. Схема холодильного цикла с двукратным дросселированием  
                            и с промежуточным сосудом: 

I, II — первая и вторая ступени компрессора; ПС — промежуточный сосуд; 
ЭД — электродвигатель; K — конденсатор; И — испаритель; Др — 
дроссель; tw1 и tw2, ts1 и ts2 — температура воды и хладоносителя, 1–10 —  
                                                точки цикла 

 
Рис. 6. Схема с двукратным дросселированием и с экономайзером 

Цикл с двукратным дросселированием изображен на диаграмме 
lg p
h
  (рис. 7). 
Необходимо отметить, что точка цикла 9′ относится к схеме с 
экономайзером и соответствует началу второго дросселирования. 

Рис. 7. Цикл с двукратным дросселированием: 

к ,
p
 
к
T  — давление и температура конденсации; 
,
m
p
 
m
T  — 
промежуточные давление и температура; 
0
0
,
p
T  — давление  
                                        и температура кипения 

Промежуточное давление в первом приближении можно 
принять 

0
к ,
m
p
p p

 

где 
0,
p
 
к
p  — давления кипения и конденсации, определяемые 
для заданных cоответствующих температур. 
Массовый расход хладагента в I ступени  

0
I
1
10
,
Q
m
h
h


 

где 
0
Q  — холодопроизводительность холодильной установки, кВт. 
Массовый расход хладагента через II ступень  

I
II
8
,
1


m
m
x
  

где 
8
9
8
3
9

h
h
x
h
h



 — степень сухости пара после первого дроссели-

рования. 

Энтальпия в точке 4  
I
2
3
4
3
II

(
).
m h
h
h
h
m



