Московський державний технічний університет ім. Н.Е. Баумана
Калузький філія
Ладошін А.М. Яковлєв В.М.
Розрахунок і проектування відцентрового компресора ГТД
Калуга
Введення
Сучасний розрахунок компресора складається з ряду етапів:
енергетичний розрахунок, в результаті якого визначаються окружна швидкість U 2 і діаметр D 2 робочого колеса;
розрахунок за середніми параметрами, в результаті якого визначаються середні швидкості, кути потоку і т.д., а також основні геометричні розміри елементів компресора;
розрахунок по лініях струму і профілювання елементів компресора.
Схематично відцентровий компресор складається з вхідного пристрою, робочого колеса і вихідний системи.
Вхідні пристрої виконуються осьовими чи радіально-круговими, осесиметричними або з локальним підведенням повітря за допомогою равликів різного типу.
Вхідні пристрої можуть мати нерухомий направляючий апарат.
Робочі колеса можуть бути радіальними або реактивними (з загнутими по обертанню або проти обертання лопатками на виході), з розділеним або виконаному за одне ціле обертовим напрямним апаратом.
Вихідна система - це система дифузорів різного типу (детально в [...])
Представлена методика пояснюється конкретним прикладом розрахунку щаблі відцентрового компресора.
1. Методика розрахунку
Розрахунок параметрів у вхідному і вихідному перетинах робочого колеса.
Вихідними даними для розрахунку компресора є:
,
- Витрата повітря;
- Ступінь підвищення тиску;
- Ккд компресора;
- Плечовий кут на виході з робочого колеса;
Вхід - осьовий або радіально-кругової;
, Па;
, К - тиск і температура атмосферного повітря.
Припустимо
= 1,6
;
= 4,3;
= 0,78;
= 65 0;
= 101300 Па;
= 288К.
вхід - радіально-кругової.
1. Адіабатно і дійсні роботи компресора
2. Задаємося величиною згідно з таблицею 1.
Таблиця 1.
\
і з урахуванням того, що
Увага! Отримане значення коефіцієнта адіабатичного напору є попереднім і підлягає уточненню надалі.
3. Окружна швидкість на діаметрі :
4. Задаємося і за допомогою таблиці 2 визначаємо оптимальне значення параметра
Таблиця 2
| 90 про | 70 про | 60 про | |
| | | | |
| | | | |
| 30 про | 38 о 15 ' | 43 про | |
26 про 30 ' | 33'20 про | 40 о 30 ' | |
Величина залежить від типу вхідного пристрою (
):
- Осьовий вхід;
- Радіально круговий вхід;
Значення тим більше, чим менше осьова довжина радіально кругового вхідного пристрою.
При наявність нерухомого направляючого апарату і інших рівних умовах величину можна зменшити на
в межах прийнятого діапазону.
При досить великої окружної швидкості необхідно ввести попередню закрутку на вході.
При
5. Площа вхідного перерізу робочого колеса:
- Коефіцієнт, що враховує захаращення прикордонним шаром і залежить від типу вхідного пристрою і витрати повітря.
- Для осьового вхідного пристрою;
- Для радіально-кругового.
Для знаходження необхідно визначити закон закрутки по висоті лопатки перед колесом.
Можливі такі закони:
- Якщо , То
- Якщо , То
- Якщо , То
(**)
;
При виборі величини відносного діаметра втулки слід керуватися конструктивними міркуваннями, орієнтуючись на
. Задаємося законом закрутки
і
, Тоді
Критична швидкість
По таблиці газодинамічних функцій
- Коефіцієнт відновлення повного тиску у вхідному пристрої.
- Осьовий вхід без нерухомого направляючого апарату (ННА) ;
- Осьовий вхід з ННА ;
- Радіально-кругової вхід без ННА ;
- Радіально-кругової вхід з ННА перед колесом ;
- Радіально-кругової вхід з ННА в радіальній частини ;
Переймаючись і
, Отримаємо
6. Периферійний діаметр колеса на вході:
7. Максимальний діаметр колеса:
8. Діаметр втулки колеса на вході:
Якщо отриманий діаметр втулки малий, то слід поставити таку величиною , Щоб
вийшов не менш 0,06 м.
У цьому випадку:
Аналіз формули (**) показує, що для при зміні
в діапазоні
величини
і
відповідно змінюються не більше ніж на 0,4%, тому перерахунок можна не робити.
9. Частота обертання
10. Параметри потоку на вході в колесо:
Таким чином, значення кута вийшло рівним
. Проте, значення кутів
, Представлені в таблиці 2, є орієнтовними, тому що достовірних даних по відношенню коефіцієнтів втрат
, Від якого в основному залежить величина
, Немає.
У виконаних конструкціях величина кута знаходиться в межах 30-40 о.
При оцінці допустимих величин необхідно керуватися такими міркуваннями:
- До значень ккд колеса
слабо залежить від
і становить близько 0,91
- При різко падає
Якщо немає особливих вимог по продуктивності компресора або жорстких обмежень щодо його габаритів, то . В іншому випадку можна допустити істотно більші значення
(До
). Проте слід мати на увазі значне зниження ккд компресора і діапазону його характеристики по витраті повітря, що призведе до ще більшого зниження ккд в розрахунковій точці. Для зниження
необхідно зменшити величину кута
і повторити розрахунки з п.4.
Для розглянутого прикладу вважаємо отримане значення прийнятним. За таблицями газодинамічних функцій визначаємо:
11. Параметри потоку на виході з колеса
Ккд колеса залежно від визначається за рис. 1.
Рис. 1. Залежність від відносної швидкості у відносному русі
(При
). При
.
Оскільки витрата повітря , То приймаємо
.
Експериментальні дослідження показують, що ККД ступені відцентрового компресора залежить від ступеня диффузорной колеса (Або
), Збільшення якої пов'язано як зі зростанням дискових втрат, так і з погіршенням поля швидкостей на виході з колеса, що погіршує роботу радіального лопаточного дифузора. У зв'язку з цим рекомендується приймати
(Або
)
Величина повинна бути тим більше, чим вище окружна швидкість.
При малих витратах повітря ( ) Величину
необхідно знижувати для отримання прийнятної величини висоти лопатки на виході з колеса h 2. У практиці двигунобудування значення h 2 менше 0,005 м не зустрічається.
Задаємо .
Число лопаток Z = 23. (Досвід показує, що при можна шляхом фрезерування виконати до 24 лопаток).
Визначаємо коефіцієнт потужності за формулою Казанджана:
де
По таблиці газодинамічних функцій
12. Уточнення величини коефіцієнта адіабатичного напору .
Визначаємо коефіцієнт дискових втрат.
Безрозмірний коефіцієнт b є функція числа Рейнольдса, що враховує одночасно втрати потужності від перетоків [...].
- Для напівзакритих кілець;
- Для закритих кілець;
- Для кілець з двостороннім входом;
Так як уточнене значення відрізняється від прийнятого раніше більше, ніж на 0,005 необхідно повторити розрахунок з п.3, прийнявши отримане значення
як остаточне.
13. Остаточний розрахунок параметрів потоку на вході і геометричних параметрів вхідного перерізу робочого колеса.
Значення приймаємо отриманими в п.10.
Збіг та отриманого хороше.
14. Остаточний розрахунок параметрів потоку на виході і геометричних параметрів вихідного перетину робочого колеса.
З причини незначної зміни і відповідно
, Величини
залишаються тими ж.
Величина не перераховується.
Величини ,
і
можна не уточнювати.
За таблицями газодинамічних функцій
- Коефіцієнт, що враховує захаращення вихідного перетину поперечним шаром, по результатів експериментів зміни в межах
. Велика величина відповідає меншим витратам повітря.
- Коефіцієнт, що враховує ... вихідного перетину лопатками.
- Число лопаток колеса.
- Товщина лопатки на виході з колеса.
Для виконаних компресорів з витратою повітря і
Для литих коліс закритого типу, у яких вихідні кромки не вдається механічно обробити
, У коліс з
.
Так як, проектований компресор маловитратних і колесо передбачається зробити напіввідкритим з механічною обробкою лопаток, приймаємо
Висота лопатки на виході вийшла задовільною (h 2> 0,005 м). Якщо буде потрібно збільшити h 2, слід зменшити величину в межах рекомендованого в п.11 діапазону і повторити розрахунок з моменту уточнення
(П. 12)
, Що прийнятно (див. п.11)
II -2 Розрахунок параметрів потоку на вході в радіальний лопатковий дифузор.
У розглянутому прикладі незначно перевищує одиницю. Тому ставлення
вибираємо рівним 1,1. У зв'язку з абсолютно малим розміром висоти лопатки на виході з колеса, приймаємо h 3 = h 2. В інших випадках при виборі геометричних параметрів безлопаточного дифузора слід керуватися розділом 2.1 [].
При розрахунку параметрів потоку на виході з безлопаточного дифузора, крім розрахованих параметрів на виході з робочого колеса і вибраних величин і h 3 необхідно додатково задати значення коефіцієнтів опору
і
.
Втрати в безлопаточном дифузорі складаються з втрат на тертя, втрат, пов'язаних з гальмуванням потоку (диффузорной), з вирівнюванням відносних швидкостей , По кроку лопаток і з нерівномірністю поля абсолютних швидкостей
по висоті каналу
.
Виділити і підрахувати окремі види втрат не представляється можливим, тому роботу безлопаточного дифузора характеризують сумарною величиною втрат , Яка визначається за формулою втрат на тертя:
, Але зі збільшенням і незмінним по радіусу значенням
У ядрі потоку окружна складова абсолютної швидкості змінюється вздовж радіуса за законом
, А в бічних стінок безлопаточного дифузора циркуляція за рахунок сил тертя зменшується.
При (Наближено з помилкою менше 1%)
При
(Приймається);
При а також при
для визначення втрат і відповідно параметрів потоку на виході з безлопаточного дифузора вся його радіальна протяжність розбивається на декілька ділянок, на яких розраховуються втрати і значення
.
Порядок і результати розрахунку параметрів потоку на виході з безлопаточного дифузора представлені в таблиці 3.
Таблиця 3
№ | Формула | Результат | Розмірність | Примітка | |
1 | |||||