Газодинамический расчет ступеней компрессора по среднему диаметру

Многоступенчатый осевой

Компрессор

Курсовой проект

Пояснительная записка

101400.411420.318б.09 ПЗ

Руководитель

ассистент Скороходов А.В.

Н. контроль

ст. преподаватель Комаров О.В.

Студент Кошкаров Д.С.

Группа Т-35042

Екатеринбург 2008

Содержание

Перечень листов графических документов 3

Введение 4

Исходные данные 5

1. Предварительный расчет 6

2. Газодинамический расчет ступеней компрессора по среднему диаметру 8

3. Расчет закрутки рабочих лопаток всех ступеней 8

4. Расчёт диаметра выходного патрубка 37

5. Расчёт опорного подшипника 38

Заключение 39

Библиографический список 40

Перечень листов графических документов

Введение

Осевые компрессоры являются многоступенчатыми лопаточными машинами сжатия. В каждой ступени воздуху (газу) сообщается энергия в виде скорости и давления, причем кинетическая энергия сразу же преобразуется в энергию давления. От центробежных компрессоров они отличаются более высокими окружными скоростями и более узким диапазоном рабочих режимов. Из всех типов компрессоров у осевых компрессоров при заданном расходе габариты и масса наименьшие при высоком КПД.

Осевые турбокомпрессоры имеют существенные преимущества перед поршневыми компрессорами: сравнительно небольшие размеры и масса (из-за больших скоростей и непрерывного процесса сжатия); отсутствие возвратно-поступательного движения (только вращение); равномерность подачи газа; малый расход смазочных материалов; возможность непосредственного соединения приводного двигателя и компрессора и использования в качестве привода быстроходной паровой или газовой турбины; возможность подачи больших расходов газа; высокая производительность.

Существенным недостатком осевого компрессора является устойчивость работы в ограниченном диапазоне степени повышения давления и производительности. Кроме того, к недостаткам можно отнести трудности выполнения осевого компрессора для получения малой производительности, но высокого давления.

Исходные данные

Целью расчета является разработка однокаскадного многоступенчатого осевого компрессора, рассчитанного на следующие рабочие параметры:

- частота вращения ротора n = 6600 об/мин;

- расход рабочего тела (воздуха) G = 55,5 кг/с;

- полное давление и температура воздуха перед компрессором Р₀^* =98 кПа и T₀^* =286 К;

- степень повышения давления воздуха в компрессоре p_{к =} 4,0;

- предполагаемый адиабатический коэффициент полезного действия по заторможенным параметрам h_к^* = 0,87.

Предварительный расчет

Полное давление на входе в компрессор:

р₁^* = р₀^*×h_вх =98·0,99 =97,02 кПа.

Адиабатическая работа сжатия, затрачиваемая в компрессоре: Н_ад^* = [k/(k-1)]RT₀^*(p_к^{* [(k-1)/k]} – 1) = [1,.4/(1,4 -1)]×0,287×286×(4 ^{[(1.4 - 1)/1.4]} - 1) = 139,62 кДж/кг.

Полная работа сжатия, затрачиваемая в компрессоре:

Н_к = Н_ад^*/ h_к^* = 139,62/ 0,87= 160,48 кДж/кг.

Принимаем количество ступеней равное 7.

Средняя величина затраченной работы сжатия в ступени: = Н_к/7=22,93 кДж/кг.

Распределение величин затраченной работы сжатия по ступеням производится в соответствии с рекомендациями:

в первой ступени = (1,05-1,10) = 1,1×22,93 = 25,20 кДж/кг;

в средних ступенях = (0,95-1) = 0,967×22,93 = 23,22 кДж/кг;

в последней ступени = (0,6-0,9) = 0,799×22,93 = 19,18 кДж/кг.

Распределение полной работы сжатия, затрачиваемой в компрессоре по ступеням:

Н_к = h_ст1 + h_ст2 + h_ст3 + h_ст4+ h_ст5 + h_ст6+ h_ст7 = 25,20 + 23,22 + 23,22+ 23,22 + 23,22+ 23,22 + + 19,18 = 160,48 кДж/кг.

Осевая составляющая скорости на входе в РК первой ступени:

с_а1 = l _а1 × a₁^* = 0,6×309,48 = 185,69 м /с,

где для воздуха а₁^* = 18,3 = 18,3 = 309,48 м/с.

где l_1a = 0,60 - осевая составляющая скорости для первой ступени.

Полная температура воздуха за компрессором:

Т_к^* = Т₀^* + Н_к/c_р = 286 + 160,48 / 1,0045 =445,76 К.

Полное давление воздуха за компрессором:

р_к^* = р₁^* × p_к^* = 97,02× 4 = 388,08 кПа.

Осевая составляющая скорости на выходе из последней ступени компрессора принимаем С_az = 131 м/с.

Проходная площадь на выходе из последней ступени компрессора (приближённо):

F_2z = (G× R× T_к^*)/(p_к^*× c_az× k_G) = (55,5×0,287× 445,76) / (388,08 ×131×0,951) = 0,147 м²,

где k_G –коэффициент, учитывающий неравномерность поля осевой составляющей скорости по высоте лопатки и влияние пограничного слоя (в первой ступени k_G = 0.97 - 0.98, в последней ступени k_G = 0.95 - 0.96)

По опыту проектирования современных дозвуковых компрессоров принимаем на наружном диаметре окружную скорость U_н = 300 м/с.

Выбираем u_z = (0.9 ¸ 0.95)× u_н = 0,925×300 = 277,50 м/с и определяем средний диаметр последней ступени:

D_срz = (60× u_z ) /(p× n) = (60×277,50)/(3,142×6600) = 0,803 м.

Уточняем коэффициент расхода, который должен быть в пределах (0.4 – 0.5):

c_az = c_az /u_z = 131 / 277,50 = 0,472.

Высота лопатки в последней ступени:

l_pz = F_2z /( p× D_срz) = 0,147 / (3,142 × 0,803) = 0,058 м.

Корневой диаметр последней ступени:

D_к^/ = D_срz - l_pz = 0,803 – 0,058 = 0,745 м.

Полученное значение округляем до ближайшего нуля и получаем D_кz=0,745.

Втулочное отношение:

d_z = D_кz /( D_срz + l_pz) = 0,745/(0,803 + 0,058) =0,865.

Уточняем значение окружной скорости на среднем диаметре для последней ступени:

u = p× D_срz × n /60 = 3,142× 0,803× 6600 /60 = 291,54 м/с.

Газодинамический расчет ступеней компрессора по среднему диаметру

Газодинамический расчёт проточной части компрессора для удобства делится на две части. Вначале производится расчёт кинематических параметров потока, принимая схему проточной части D_ср = const , и определяются скорости и углы потока. Результаты и алгоритм расчёта сведены в табл. 2.1.

Затем производится расчёт термодинамических и геометрических параметров ступеней. Результаты и алгоритм расчёта сведены в табл. 2.2, которая включает также контрольные расчёты. Высоты лопаток и диаметры определены здесь для схемы проточной части D_к = const.

По результатам расчётов выполненных в табл. 2.1 и 2.2 выполняется эскиз проточной части (см. рис. 2.1). Высоты рабочих и направляющих лопаток на выходе из венцов принимаются конструктивно.

12
• 3
• Далее ⇒