Расчет компрессора

Исходными данными для расчета компрессора являются:

=3, 5 - расход воздуха;

=4, 1- степень повышения давления;

=0, 81- кпд компрессора;

=90⁰ - лопаточный угол на выходе из рабочего колеса;

=101300 Па; -давление атмосферного воздуха.

=288К–температура атмосферного воздуха.

вход – осевой.

1. Адиабатная и действительные работы компрессора

2. Задаемся величиной согласно таблице 1(методичка)

таблица 1.

Внимание! Полученное значение коэффициента адиабатического напора является предварительным и подлежит уточнению в дальнейшем.

3. Окружная скорость на диаметре :

4. Задаемся и с помощью таблицы 2 определяем оптимальное значение параметра =

Величина зависит от типа входного устройства ():

- осевой вход; задаемся

5. Площадь входного сечения рабочего колеса:

- коэффициент, учитывающий загромождение пограничным слоем и зависит от типа входного устройства и расхода воздуха.

- для осевого входного устройства;

Для нахождения необходимо определить закон закрутки по высоте лопатки перед колесом.

При выборе величины относительного диаметра втулки следует руководствоваться конструктивными соображениями, ориентируясь на . Задаемся законом закрутки и , тогда

о

Критическая скорость

По таблице газодинамических функций

Задаваясь и , получим

6. Периферийный диаметр колеса на входе:

7. Максимальный диаметр колеса:

8. Диаметр втулки колеса на входе:

Если полученный диаметр втулки мал, то следует задаться такой величиной , чтобы получился не менее 0, 06м.

9. Частота вращения

10. Параметры потока на входе в колесо:

Таким образом, значение угла получилось равным . Однако, значение углов , представленные в таблице 2, являются ориентировочными, т.к. достоверных данных по отношению коэффициентов потерь , от которого в основном зависит величина , нет.

В выполненных конструкциях величина угла находится в пределах 30-40^о.

Для рассматриваемого примера считаем полученное значение приемлемым. По таблицам газодинамических функций определяем:

11. Параметры потока на выходе из колеса

Кпд колеса в зависимости от относительной скорости определяется по рис. 1.

(При ).

При .

В связи с этим рекомендуется принимать

(или )

Величина должна быть тем больше, чем выше окружная скорость.

Задаем .

Число лопаток Z=24.

Определяем коэффициент мощности по формуле Казанджана:

где

По таблице газодинамических функций

12. Уточнение величины коэффициента адиабатического напора .

Определяем коэффициент дисковых потерь.

Безразмерный коэффициент b есть функция числа Рейнольдса, учитывающий одновременно потери мощности от перетекании

- для полузакрытых колец;

Так как уточненное значение отличается от принятого ранее больше, чем на 0, 005 необходимо повторить расчет с п.3, приняв полученное значение как окончательное.

13. Окончательный расчет параметров потока на входе и геометрических параметров входного сечения рабочего колеса.

Значение принимаем полученным в п.10.

Совпадение и полученного хорошее.

14. Окончательный расчет параметров потока на выходе и геометрических параметров выходного сечения рабочего колеса.

В виду незначительного изменения и соответственно , величины остаются теми же.

Величина =0, 901 не пересчитывается.

Величины =0, 045, и =0, 765 можно не уточнять.

По таблицам газодинамических функций

=1, 05- коэффициент, учитывающий загромождение выходного сечения поперечным слоем,

- коэффициент, учитывающий конструкцию выходного сечения лопатками.

- число лопаток колеса.

- толщина лопатки на выходе из колеса.

Так как, проектируемый компрессор малорасходный и колесо предполагается сделать полуоткрытым с механической обработкой лопаток, принимаем

Высота лопатки на выходе получилась удовлетворительной (h₂> 0, 005 м).

, что приемлемо (см. п.11)

15.Порядок и результаты расчета параметров потока на выходе из безлопаточного диффузора

1) Первое приближение

=1, 1;

;

=0, 011м;

=1, 05;

=1, 015;

=1, 01;

= ;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

2) Второе приближение

= ;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

Параметры, полученные во 2 приближении можно считать окончательными.

16. Расчёт параметров потока на выходе из радиального лопаточного диффузора

;

;

=0, 945;

;

;

при

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

из таблиц ГДФ

;

;

;

;

;

;

.

Так как скорость (максимально допустимой величины на выходе из компрессора), то необходимо использовать дополнительный осевой диффузор, предварительно развернув поток на в меридиональной плоскости.

17.Расчет параметров на входе в осевой диффузор и на выходе из него.

;,

;

;

;

.

В 1^ом приближении принимаем ;

;

;

;

;

;

;

;

;

; ; ;

Отличие от принятого значения менее 0, 2%. 2^ое приближение не требуется

;

;

;

;

;

;

, ;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

3.Профилирование элементов ЦБК:

Профилирование рабочих колес центробежных компрессоров производится в меридиональном и цилиндрическом сечениях.

В настоящее время имеется достаточно много подробных методик профилирования (Холщевников К.В., Бекнев В.С., Селезнев К.П. и др.). Все они, в той или иной мере, связаны с существующими технологиями изготовления рабочего колеса, которые постоянно совершенствуются. В связи с этим возникла необходимость уточнения некоторых положений методологии профилирования, а именно:

Профилирование вращающегося направляющего аппарата (ВНА) радиального колеса с комбинированной средней линией лопатки.

Профилирование скелетной линии реактивного колеса и наращивание на нее тела лопатки.

Профилирование радиального клинового диффузора с точным определением координат всех точек профиля.

Рассматривается также один из способов профилирования меридионального отвода рабочего колеса.