3. Особенности проектирования элемнтов

ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА.

3.1 Входное устройство компрессора.

Входное устройство должно обеспечивать получение минимума гидравлических потерь при безотрывном течении воздуха, что достигается плавным изменением площади поперечных сечений и кривизны стенок канала. Плохая организация течения воздуха на входе неблагоприятно сказывается на процессе сжатия воздуха в рабочем колесе, поэтому входное устройство существенно влияет на КПД компрессора к и коэффициент напора . Это влияние растёт при высоких степенях сжатия к .

В основном применяются три типа входных устройств: осевое, радиально-осевое и коленообразное. Равномерное распределение скоростей даёт осевой вход, обычно применяемый при консольном расположении колеса компрессора. Турбокомпрессоры с расположением подшипников по концам ротора имеют радиально – осевой вход в компрессор, который создаёт неравномерность поля скоростей и давлений перед колесом и, как следствие, - большие гидравлические потери. Поэтому профилирование входного устройства в таких турбокомпрессорах должно производиться с учётом изменения скоростей входа по радиусу.

Существенное влияние на работу компрессора оказывают расположения и форма ребер входных устройств. Ребра не должны располагаться близко к входным кромкам лопаток колеса. Расстояние между ними должно быть не менее (0,2 ... 0,3)Dк. Здесь Dк – наружный диаметр рабочего колеса компрессора. Толщина ребер должна быть не более (0,03 0,05) Dк. Удаление ребер от входных кромок уменьшает возмущение потока на входе в колесо. В результате улучшаются показатели компрессора, уменьшается шум, особенно высокочастотный, снижается вероятность поломок из-за вибрации.

Коленообразные входные патрубки применяются в том случае, когда по условию компоновки двигателя подвод воздуха необходимо произвести сбоку перпендикулярно оси ротора. Обычно потери в таких патрубках несколько больше,

чем в радиально – осевых.

При применении перед входным устройством глушителя шума, воздушного фильтра и всасывающего трубопровода, давление и температура воздуха перед компрессором понижается.

Ра = Ро -  Ра ; Та = То - , (3.1)

где  Ра - падение давления в фильтре или глушителе шума;

Са - скорость воздуха на входе в компрессор.

Эффективность входного устройства определяется коэффициентом сопротивления 1 , представляющий собой отношение потерь полного давления к кинетической энергии воздуха на входе в колесо

1 = 2 . (3.2)

Для оценки потерь во входном устройстве пользуются также коэффициентом сохранения полного давления.

1 = .

Для выполненных конструкций турбокомпрессоров 1 = 0,975 0,995. Коэффициент 1 зависит от площадей поперечных сечений на входе во входное устройство и на входе в рабочее колесо, а также от длины и формы канала. Чем больше конфузорность и меньше кривизна стенок каналов, тем меньше потери энергии.

В турбокомпрессорах для наддува дизелей закрутка потока на входе воздуха в компрессор обычно отсутствует, т.е. 1 = 90° и С1 = Сm. Поэтому скорость воздуха перед колесом определяется из условия

С1 = Uк . (3.3)

где - коэффициент расхода компрессора (обычно = 0,20 0,35 );

Uк - окружная скорость на наружном диаметре Dк.

Термодинамический процесс изменения параметров во входном устройстве считаем политропным с трением. Показатель политропного процесса в процессе проектирования принимают в пределах n = 1,35 1,39 .

Внутренний диаметр входа в рабочее колесо принимают в пределах Do =( 0,25 0,35 ) Dк.

Наружный диаметр входа в рабочее колесо определяется по выражению

Dн = ; (3.4)

где F1 – площадь поперечного сечения на входе в колесо, определяемая из уравнения расхода.

Средний диаметр на входе в рабочее колесо находится по уравнению

D1 = (3.5)

2. Рабочее колесо компрессора.

Совершенство рабочего колеса характеризуются величинами КПД 2 и коэффициента напора , которые зависят от коэффициента расхода . КПД колеса определяются по уравнению

2 = (3.6)

В этом уравнении Н2 адиабатная работа колеса, которая находится по выражению

Н2 = ;

L2 - действительная работа колеса, которую можно найти по выражению

L2 =

здесь n – показатель политропного процесса в колесе;

Z2 – потери энергии в колесе.

Максимальный КПД колеса с лопатками загнутыми назад составляет 0,94 0,95, для колеса с радиальными лопатками 0,90 0,93.

Величина окружной скорости колеса определяется по уравнению

Uк = , (3.7)

где Нк – адиабатная работа компрессора;

- коэффициент напора компрессора;

• - коэффициент трения диска колеса.

Коэффициент  для полуоткрытых колёс компрессора с радиальными лопатками достаточно точно определяется по формуле

 = (3.8)

где Z2 – число лопаток колеса.

Обычно при Z2 = 12 23 и  = 0,8 0,9 и  = 0,04 0,08.

Угол лопатки на входе в колесо выбирается в соответствии с направлением относительной скорости воздуха на входе  и угла атаки :

= , = , (3.9)

где и - угол относительной скорости, и угол атаки на входе в колесо с учётом стеснения.

Угол атаки выбирается в пределах 2 5° при = 0,25 0,30 и 4 10° при = 0,30 0,35.

Правильность выбора геометрических размеров колеса проверяется по величине площади входа

, (3.10)

где ; - относительная скорость и плотность воздуха в горловинах канала колеса.

На расчётном режиме работы компрессора = 0,9 1,0.

КПД компрессора и вид его характеристик существенно зависят от числа и формы лопаток колеса. Оптимальное число лопаток при осевой длине колеса = 0,25 0,35 равна 12 23. Большее число лопаток применяется в крупных турбокомпрессорах, меньшее – в малых. Для улучшения характеристик компрессора, особенно для малых колёс, часто делают подрезку лопаток колеса на входе через одну на длине = (0,06 _{0,10) Dк. Технологически изготовление таких колёс более сложно.}

_{Осевая длина колеса связана, в первую очередь, с типом турбокомпрессора и величиной} . В турбокомпрессорах с подшипниками по концам ротора, с целью уменьшения расстояния между опорами, осевую длину колеса В2 стремятся сделать возможно меньшей. Это позволит уменьшить критическую частоту вращения ротора и несколько уменьшить габаритную длину турбокомпрессора. Обычно у таких турбокомпрессоров = 0,25……0,30. У турбокомпрессоров с консольным расположением колес ограничение осевой длины колеса определяется стремлением уменьшить его вес и увеличить критическую частоту вращения ротора. Обычно у этих турбокомпрессоров = 0,26…..0,34. Зазор между лопатками колеса и стенкой корпуса компрессора влияет на КПД. При уменьшении относительного зазора при = const КПД компрессора растёт. Однако при 0,05 КПД компрессора падает.

При проектировании проточной части рабочего колеса стремятся обеспечить равномерные поля скоростей и давлений в меридиональной плоскости во всех сечениях канала и плавное изменение скоростей и давлений воздуха в любой элементарной струйке вдоль канала.

Профилирование колеса в цилиндрическом сечении осуществляется таким образом, чтобы, прежде всего, обеспечить плавное изменение кривизны межлопаточного канала и приемлемую величину угла его раскрытия , определяемого по формуле

, (3.11)

где и - поперечные размеры в начале и конце канала для данного

цилиндрического сечения на диаметре D;

- длина канала.

Рекомендуется принимать  8….10°. Экспериментальные исследования показали, что снижения угла  положительно влияет на работу колеса. Очевидно, что наибольший угол раскрытия канала соответствует цилиндрическому сечению на диаметре D1, где имеется наименьший угол . Уменьшения угла  достигается применением рабочих колес с большими значениями или путем увеличения осевой протяженности колеса.

Повысить КПД компрессора можно в результате использования рабочих колес с загнутыми назад лопатками, а также колес закрытого типа. Но при использовании колес с загнутыми назад лопатками существенно уменьшается напорность. По этой причине, а также в связи с усложнением технологии изготовления, такие колеса в турбокомпрессорах пока не нашли применения. Как показали результаты исследований, применение в компрессоре колес закрытого типа позволяет повысить КПД на 2…4 %.

3.3 Диффузоры.

В турбокомпрессорах применяются безлопаточные и лопаточные диффузоры. КПД безлопаточного диффузора не превышает 0,6…0,8. Это объясняется потерями на трение из-за большой длины траектории движения воздуха. В выполненных конструкциях компрессоров отношение наружного диаметра безлопаточного диффузора к наружному диаметру колеса составляет 1,6…1,8. Применение лопаточного диффузора позволяет повысить КПД и коэффициент напора компрессора за счёт увеличения степени преобразования кинетической энергии в давление на 5…6 % . В то же время лопаточный диффузор имеет более крутые характеристики. Выбор типа диффузора определяется требованиями к величине КПД компрессора и пологости характеристики.

Повышение статистического давления в безлопаточном диффузоре зависит от разности кинетической энергии потока на входе и выходе и от потерь энергии в нем.

. (3.12)

Потери трения в безлопаточном диффузоре определяются по выражению

, (3.13)

где - коэффициент трения;

Р - периметр поперечного сечения канала;

F - площадь поперечного сечения канала.

В безлопаточном диффузоре принимают =0,8…1,0.

Обычно для крупных турбокомпрессоров = 0,15…0,030, для малых = 0,025…0,040.

Преобразование кинетической энергии воздуха в давление в лопаточном диффузоре описывается уравнением:

 , (3.14)

где Z4 потери трения в лопаточном диффузоре

Обычно коэффициент трения = 0,15…0,35.

Степень диффузорности лопаточного диффузора определяется по выражению:

, (3.15)

где .

В этом выражении - коэффициент загромождения на выходе из диффузора (= 0,86…0,94).

-коэффициент, учитывающий отставания потока, по опытным данным = 1,05…1,07.

В современных турбокомпрессорах = 1,7…2,5. Ширина лопаточного диффузора на входе принимается равной =(0,9…1,0), на выходе принимается или

Угол наклона стенки диффузора в меридиональной плоскости выбирается в пределах

= 4…6°.

Число лопаток диффузора выбирается из условия получения требуемого угла раскрытия эквивалентного диффузора . Для уменьшения вероятности вибрации лопаток колеса принимают = 13, 17, 19, 23, 29, 31 и т.д., то есть выбирают простые числа. Угол раскрытия эквивалентного диффузора выбирается в пределах = 6…8° , чему соответствует отношение диаметров 1,3…1,4.

Углы потока на входе в лопаточный диффузор и на выходе

, а также лопаточные углы и определяются по выражениям

Величину горловин на входе в лопаточный диффузор можно определить из уравнения

, (3.16)

где = 1,0…1,1.

4. . Спиральная камера.

Спиральная камера служит для организации равномерного отвода воздуха от рабочего колеса.

Преобразование кинетической энергии воздуха в спиральной камере определяется разностью кинетических энергий потока на входе и выходе и потерями энергии в ней:

. (3.17)

Скорость потока в конце спиральной части камеры принимается равной скорости потока на выходе из компрессора.

(3.18)

Потери энергии в спиральной камере складываются:

1. из потерь на внезапное расширение потока;

2. из потерь трения на движение потока в камере;

3. из потерь энергии в выходной части спиральной камеры;

Обычно коэффициент потерь энергии в спиральной камере 0,16…0,30.

Выходные устройства концевой ступени центробежного компрессора по конструкции могут быть разделены на два типа:

1. спиральные камеры (улитки), характеризующиеся увеличением сечений с возрастанием угла охвата;

2. кольцевые камеры, имеющие постоянное сечение вдоль выходной окружности.

Простейшие спиральные камеры выполняются в меридиональном сечении

симметричными относительно линии, походящей через середину ширины нормально к оси вращения ротора. Наиболее часто встречающиеся формы сечения: трапециевидная, прямоугольная и круговая. Сечения могут быть расположены асимметрично.

Существующие исследования течения в спиральных камерах показывают его весьма сложный характер, особенно вблизи языка улитки. При расчёте сечения спиральной камеры обычно принимают два исходных допущения:

1. поток на входе в улитку является осе симметричным;

2. влиянием вязкости можно пренебречь и принять