4. Изменение осевой скорости вдоль тракта компрессор

2. Средний радиус (относительный)

3. Окружная скорость колеса на среднем диаметре

4. Окружная составляющая абсолютной скорости

6. Направление абсолютной скорости

7. Относительная скорость

16. Осевая составляющая абсолютной скорости

17. Окружная составляющая абсолютной скорости

18. Абсолютная скорость

19. Направление абсолютной скорости

20. Относительная скорость

37. Угол поворота потока в направляющем аппарате

2.4. Геометрические параметры решетки и профиля

38. Относительный шаг решеток рабочего колеса и направляющего аппарата

39. Высота лопаток рабочего колеса и направляющего аппарата

39.1.Относительный диаметр втулки на входе:

39.2.Диаметр втулки на входе:

39.3.Относительный диаметр втулки на выходе:

39.4.Диаметр втулки на выходе:

40. Длина хорды лопаток рабочего колеса и направляющего аппарата

41. Шаг решеток рабочего колеса и направляющего аппарата

42. Число лопаток в рабочем колесе и направляющем аппарате

Как правило, в результате расчета получаются большие значения угла поворота потока и потребной густоты решетки спрямляющего аппарата последней ступени компрессора, что требует постановки двух последовательно расположенных спрямляющих решеток.

Величина осевого размера ступени определяется шириной решеток РК и НА, а также величиной осевого зазора перед ступенью S1 и за рабочим колесом S2 .

1. Осевой зазор между рабочими лопатками

2. Радиальный зазор

Величина геометрических углов лопаток на входе и выходе находится с учетом угла атаки i и угла отставания потока по формулам

I;

,

Значение угла установки может быть ориентировочно оценено как

- для решеток РК

- для решеток НА

Ширина решетки ba определяется по формуле

соответственно для решеток лопаток РК и НА.

По полученным размерам выполняется эскиз проточной части компрессора для проверки ее плавности. Необходимая плавность проточной части достигается некоторым изменением осевой составляющей скорости.

Теперь произведем расчёт для остальных 3-х ступеней, используя программу Mathcad 13. Результаты сведем в таблицу.

Т.к. угол поворота потока на выходе из 4-й ступени равен=61.952 ,то следует поставить для выпрямления НА. с параметром =0,17273м и количество лопаток в количестве 18 штук.

6. Расчет параметров потока по радиусу для 1 ступени с постоянной степенью реактивности

Цель расчета - определение кинематики потока и получение треугольников скоростей в осевых зазорах на различных радиусах с последующим профилированием решеток рабочего колеса и направляющего аппарата.

Рассмотрим упрощенную схему течения в ступени - течение по цилиндрическим поверхностям без учета потерь, а затем с приближенным учетом влияния вязкости на поле осевых скоростей и потерь по высоте лопаток. Для осесимметричного установившегося течения совершенного газа по цилиндрическим поверхностям (= 0) уравнение радиального равновесия может быть записано в виде

(1)

Пользуясь дифференциальной формой записи уравнения Бернулли при = 0 в виде

можем записать уравнение (1) в виде

Интегрируя по радиусу от до r, получим

(2)

В осевом зазоре перед первым рабочим колесом скорости и однозначно связаны уравнением (2), а после рабочего колеса, хотя уравнение (2) остается справедливым, необходимо учитывать желаемое распределение напора по радиусу.

Окружная проекция абсолютной скорости за РК связана с и напором на данном радиусе уравнением Эйлера

,

причем напор может быть как постоянным, так и переменным по радиусу.

Для цилиндрической ступени без учета потерь оптимальным является распределение и , соответствующее потенциальному потоку, т.е. и в каждом осевом зазоре. Напор по радиусу в этом случае также постоянный. При данном распределении и , которое получило название ”закрутки” потока по закону постоянной циркуляции, сильно возрастают числа в периферийных сечениях РК и во втулочных сечениях НА, что приводит в росту потерь в степени. Степень реактивности в этом случае резко падает по радиусу ко втулке РК. Лопатка РК получает сильную ”закрутку” по радиусу.

Снижение высоких и в ступени можно получить, переходя, например, к профилированию лопаток по закону постоянной реактивности при по радиусу.

В этом случае окружные проекции абсолютной скорости определяются по формулам

,

а осевые проекции скорости находятся как

(3)

(4)

Осевые проекции скорости уменьшаются к периферии РК, причем уменьшается резче, чем . Часто не принимают в расчет разницу между и , и осевую проекцию скорости подсчитывают по приближенной формуле

(5)

При уменьшении в периферийных сечениях РК уменьшаются углы в их решетках, что приводит к снижению КПД.

6.1 Расчёт треугольников скоростей по высоте лопатки

Возьмём три сечения лопатки: корневое, среднее и периферия. Расчёт ведётся для 1 ступени по закону постоянной степени реактивности, когда .

Расчет периферии

Окружная составляющая абсолютной скорости:

на входе в РК:;

за РК: ;

Осевая составляющая абсолютной скорости:

Направление абсолютной скорости:

Направление относительной скорости на входе в РК:

Относительная скорость потока на входе в рабочие лопатки:

м/с

Направление абсолютной скорости:

Относительная скорость потока на выходе из рабочей лопатки:

м/с

Угол отклонения потока в решетке рабочего колеса:

Окружная составляющая абсолютной скорости:

на выходе из НА:

Осевая составляющая абсолютной скорости:

Направление абсолютной скорости:

Угол отклонения потока в решетке рабочего колеса:

Аналогично проводится расчет для среднего и корневого сечения.

Результаты расчёта сведены в таблицу:

6.2 Профилирование рабочего колеса и направляющего аппарата.

Расчет периферии

Коэффициент, учитывающий форму средней линии профиля:

где .

Входной угол профиля:

;

Угол изгиба средней линии

Угол отставания потока на выходе:

Выходной угол профиля:

Угол изгиба входной кромки профиля:

Угол изгиба выходной кромки профиля:

Угол выноса профиля:

Шаг решётки:

=0,0929 - радиус периферии ( с чертежа).

Аналогично проводится расчет для корневого и среднего сечения

Результаты расчетов сведены в таблице

7. Предварительный расчет Центробежного компрессора

1. Из соотношений работ найдем работу ЦБК :

;

2.Найдем степень повышения давления ОК из уравнения 1:

Исходные данные:

= 4,4; = 3,151;= 0,82; = 650; = 101300 Па; = 288К.

вход - осевой.

1. Адиабатная и действительные работы компрессора

2. Задаемся величиной согласно таблице 1.

Таблица 1.

и с учетом того, что

3. Окружная скорость на диаметре :

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

таблица 2

=

=1,02- осевой вход;

Значение тем больше, чем меньше осевая протяженность радиально кругового входного устройства.

м/с

5. Площадь входного сечения рабочего колеса:

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

- для осевого входного устройства;

В первом приближении =90

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

Возможны следующие законы:

- если , то

- если , то

- если , то (**)

;

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

Критическая скорость

- коэффициент восстановления полного давления во входном устройстве.

- осевой вход с ННА ;

Задаваясь и, получим

6.

Периферийный диаметр колеса на входе:

7. Максимальный диаметр колеса:

м

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

об/мин

10. Параметры потока на входе в колесо:

При оценке допустимых величин необходимо руководствоваться следующими соображениями:

- до значений кпд колеса слабо зависит от и составляет около 0,91

- при резко падает

Считаем полученное значение приемлемым.

11. Параметры потока на выходе из колеса

Па

- потери в безлопаточном диффузоре

- потери в лопаточном диффузоре

- потери в радиально осевом повороте

- потери в осевом диффузоре

(или ) Задаем .

Число лопаток Z=23. (опыт показывает, что при можно путем фрезерования выполнить до 24 лопаток).

Определяем коэффициент мощности по формуле Казанджана:

Площадь на выходе из рабочего колеса

Высота лопатки на выходе получилась удовлетворительной (h2>0,005 м). Если потребуется увеличить h2, следует уменьшить величину

что неприемлемо (см. п.11)

Т.К. и необходимо ввести закрутку, проведем расчёт ЦБК заново, принял угол

9. Окончательгый расчет Центробежного компрессора

Исходные данные:

= 4,4; = 3,151;= 0,82; = 650; = 101300 Па; = 288К.

вход - осевой.

1. Адиабатная и действительные работы компрессора

2. Задаемся величиной согласно таблице 1.

таблица 1.

и с учетом того, что

3. Окружная скорость на диаметре :

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

таблица 2

=

=1,02- осевой вход;

Значение тем больше, чем меньше осевая протяженность радиально кругового входного устройства.

м/с

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.

Возможны следующие законы:

- если , то

- если , то

- если , то (**)

;

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

Критическая скорость

- коэффициент восстановления полного давления во входном устройстве.

- осевой вход с ННА ;

Задаваясь и, получим

6.

Периферийный диаметр колеса на входе:

7. Максимальный диаметр колеса:

м

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

об/мин

10. Параметры потока на входе в колесо:

При оценке допустимых величин необходимо руководствоваться следующими соображениями:

- до значений кпд колеса слабо зависит от и составляет около 0,91

- при резко падает

Считаем полученное значение приемлемым.

11. Параметры потока на выходе из колеса

Па

- потери в безлопаточном диффузоре

- потери в лопаточном диффузоре

- потери в радиально осевом повороте

- потери в осевом диффузоре

(или ) Задаем .

Число лопаток Z=23. (опыт показывает, что при можно путем фрезерования выполнить до 24 лопаток).

Определяем коэффициент мощности по формуле Казанджана:

Площадь на выходе из рабочего колеса

Высота лопатки на выходе получилась удовлетворительной (h2>0,005 м). Если потребуется увеличить h2, следует уменьшить величину

что приемлемо (см. п.11)

9. Построение профиля лопатки и эквивалентных диффузоров.

Среднюю линию исходного профиля изгибаем по параболе так, чтобы углы у передней и задней кромок и соответствовали расчёту.

При чисто графическом построении средней линии проводят отрезки из концов хорды под углами и . Отрезки разбиваем на равное число частей. Одноимённые точки соединяем прямыми, затем проводится огибающая, которая и является средней линией, изогнутой по параболе.

Для каждого сечения задаёмся относительной толщиной профиля. В данном случае для рабочей лопатки на периферии применяем 5%-ный профиль, на среднем сечении 10%-ный профиль, а в корневом - 15%-ный профиль.

Построение эквивалентных диффузоров.

Берём два установленных профиля. К передней кромке каждого поводим луч под углом и восстанавливаем перпендикуляр между этими лучами, длина которого и входным диаметром диффузора. К входной кромке под углом и далее так же. Длина диффузора будет равна длине средней линии профиля.

10. Прочностной расчёт

1. Центробежная сила лопатки, которая представляет собой сумму центробежных сил пера и хвостовика:

,

где ,

.

где - плотность материала лопатки (сталь 13Х14НВФРА).

2. Из условия равновесия лопатки можно определить:

,

где ,

.

3. Напряжения смятия на контактных поверхностях соединения лопатки и диска:

,

где - допустимое напряжение смятия для стали 13Х14НВФРА,

- допустимое напряжение растяжения для стали 13Х14НВФРА,

,

.

4. На диск в сечении I-I действует сила Q, отрывающая межпазовый выступ и вызывающая напряжения растяжения.

Сила Q определяется из условия равновесия сил:

,

где - центробежная сила выступа,

- угловой шаг.

5. Напряжение растяжения:

.

6. Истинное напряжение необходимо определять с учетом коэффициента концентрации напряжений :

.

7. Напряжение среза в элементе соединения лопатки от центробежной силы лопатки:

,

где - допустимое напряжение среза зуба для стали 13Х14НВФРА.

Напряжения, возникающие в лопатке, меньше допустимых напряжений для материала из которого изготовлена лопатка. Следовательно, выбранные конструктивные размеры хвостовиков лопаток и пазов в дисках удовлетворяют требованиям прочности.

11. Подбор подшипников

В газотурбинных двигателях применяют преимущественно подшипники качения. По сравнению с подшипниками скольжения они обладают рядом преимуществ, к числу которых относятся значительно меньший коэффициент трения, малое количество масла, необходимое для охлаждения и смазки подшипника, значительная грузоподъемность, малые размеры подшипника по длине и другие.

Смазка необходима для предохранения рабочих поверхностей от коррозии и сильного износа, имеющего место при сухом трении и главным образом для отвода тепла, выделяющегося в подшипнике.

Улучшение конструкции подшипников ведут по линии уменьшения гидравлических сопротивлений протеканию масла и организации потока масла.

На передней опоре компрессора установлен радиально-упорный шарикоподшипник для восприятия как радиальных, так и осевых нагрузок.

12. Подвод масла к подшипнику

Масло, подаваемое к подшипнику через отверстия в форсуночном кольце, отводится от подшипника с обеих сторон. Прошедшее через подшипник масло сбрасывается отражательным кольцом и через прорези в упорном выступе лабиринтной втулки и отверстия в гнезде корпуса сливается в маслосборник корпуса. Подводится масло по каналам.

Список литературы

1.Ладошин А.М. Яковлев В.М., под редакцией Землянского А.В. Методическое пособие «Расчет и проектирование центробежного компрессора ГТД»

2.Ладошин А.М., Романова Е.А., Яковлев В.М., под редакцией: Землянского А.В. Методическое пособие «Профилирование рабочего колеса центробежного компрессора»

3.А. М. Ладошин, А. В. Князев, под редакцией: А. В. Землянского. Методическое пособие «Проектирование выходной системы ступени центробежного компрессора».

4.Г.С. Скубачевский. «Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей», издание 3-е, переработанное и дополненное.- Издательство «Машиностроение», Москва, 1969г.

5.В.И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроителя» в трех томах, издание 5-е, переработанное и дополненное.- Москва «Машиностроение», 1980г.

6.К.В, Холщевников « Теория и расчет авиационных лопаточных машин».- Москва, издательство «Машиностроение», 1970г.

Размещено на Allbest.ru