Diplomne_ta_kursove_proektuvannya_UKR

розрахувати кількість енергії переданої колесом стисненому газу необхідно розрахувати коефіцієнт реактивності:

Питома робота, яку спроможна передати струму проточна частина компресора:

У наслідку цього можна розрахувати єнтальпію по кожному щаблі й робочими колесами:

На діаграмі PVT-i необхідно вибрати значення параметрів відповідних елементів і внести їх у таблицю 5.3

11

5.2.Розрахунок конструктивних параметрів і газодинамічних функцій

Рис. 5.1. Робоче колесо відцентрового нагнітача й трикутники швидкостей входу

На рис. 5.1 представлена схема робочого колеса закритого типу D 0 -

характеризує діаметр на вході; D1 - діаметр входу на лопатки; D 2 - діаметр колеса на виході; d0 - діаметр втулки на вході в колесо; d -

діаметр шийки вала.

При наступних розрахунках варто мати на увазі, що вибір діаметра колеса на вході повинен бути таким, щоб забезпечувалося найкраще

12

узгодження параметрів і значення швидкостей перебували в регламентованих межах.

При заданій продуктивності Vн м3 / сек і незмінному числі обертів n у хвилину величина відносної швидкості входу в колесо

від діаметра D0 будуть різними.

Доцільно вибрати такий діаметр входу D0 = D0опт при якому швидкість w1 була б мінімальною. Такий вибір забезпечить зменшення втрат тертя, зв'язаних зі швидкістю w1 при протіканні газу в робочому

колесі, і буде сприяти найменшому вповільненню потоку в ньому, тобто зниженню відношення w1 / w2 , що у свою чергу, знизить втрати

дифузійного характеру при плині газу в каналах робочого колеса й створює меншу ймовірність відриву потоку від колеса.

Відповідно до досвіду проектування виберемо з діапазонів параметрів, що рекомендуються, наступні величини:

b= b2 D2 = 0,047 −0,07 - відносна ширина колеса на виході ;

τ2 = 0,85 −0,95 - коефіцієнт захаращення міжлопаточного простору

робочого колеса на виході, обумовлений рівнянням:

5 10−3 м.

13

Тоді діаметр D2 визначається рівнянням:

Залежно від числа робочих коліс вал варто вибирати гнучким або твердим. Відомо, що при одному - двох робочих колесах бажано вибирати вал твердим, тоді:

при двох і більше робочих колесах вал варто вибирати гнучким у цьому випадку:

Як було відзначено вище відносна швидкість на вході, повинна бути мінімальною, тому коефіцієнт витрати визначається з рівняння:

Швидкість потоку на вході в колесо визначається згідно рівняння:

14

Якщо прийняти ,що коефіцієнт захаращення робочого колеса на

Тоді з урахуванням рекомендованого діапазону значень кута атаки i = −10 ÷10 приймаємо величину кута лопаткиβл1 = β1 +i .

Відносна швидкість потоку при вході на лопатки дорівнює:

З огляду на попередні розрахунки одержимо:

Ця величина не повинна перевищувати діапазону, що раніше

15

Співвідношення відносних швидкостей повинне перебувати в

інтервалі: w1 = 2 − 2, 2 . w2

Діаметр шийки вала перед робочим колесом дорівнює:

Виходячи з технологічних умов збірки й експлуатації ротора, діаметр вала під кожним робочим колесом розраховується виходячи з

рівності doв = d ± ∆ .

Значення питомого об'єму на вході в робоче колесо розраховується виходячи з рівності:

тоді діаметр диска на вході в колесо визначається рівнянням:

рекомендованому інтервалі. Питомий об`єм при вході на лопатки робочого колеса визначається:

Уточнимо коефіцієнт захаращення робочого колеса на вході:

τ1 =1− Z1 δ 5.31.

πD1 sin βл1

Увипадку, якщо τ1 менше припустимої норми то необхідно

прийняти Z1 = 0,5Z2 , у противному випадку приймається Z1 = Z 2 . Ширина проточної частини на вході в колесо:

16

Кут конуса покривного диска:

θ = arctg 2(b1 −b2 ) D2 − D1

Густота лопаток колеса :

Радіус окружності, на якій розташований центр кривизни лопаток:

R 0 = R22 + Rл2 − 2Rл R2 cos βл2

Кут розкриття каналу робочого колеса:

Параметри робочих коліс наступних щаблів визначаються аналогічно з урахуванням рекомендацій і обраних значень коефіцієнтів.

Результати розрахунків зносяться в таблицю 5.4. Профілювання лопаток представлене на рис. 5.2

Дифузорність впливає на величину зони стійкої частини характеристики; при малій дифузорності ця зона розширюється. Насосні колеса щодо цього переважніше, особливо як останні щаблі багатоступінчастих машин, від яких потрібна характеристика з більшою стійкістю.

17

6. Розрахунок дифузорів

Тип дифузора вибирається залежно від умов роботи компресора й залежить від багатьох факторів. Одним з основних є величина кута виходу потоку з робочого колеса

19

6.1.Розрахунок лопаткового дифузора

Улопатковому дифузорі (рис. 6.1) відбувається примусовий поворот потоку зі збільшенням кута α , що приводить до більш швидкого вповільнення

швидкості. При однакових швидкостях на виході C 4 радіальні розміри лопаткових дифузорів менше, ніж безлопаткових, а при однакових розмірах менше швидкості C 4 .

Завдяки напрямній дії лопаток втрати на розрахунковому режимі менше, ніж у безлопатковому дифузорі, і ККД лопаткового дифузора вище. Але при відхиленні від розрахункової продуктивності ККД значно знижується внаслідок удару й зриву потоку; у зв'язку із цим характеристика щабля з лопатковим дифузором крутіше, ніж з безлопатковим.

Експериментальні дослідження лопаткових дифузорів показали, що плин газу в них носить складний характер, що залежить від режиму роботи щабля. Нерівномірний розподіл швидкостей і кутів потоку по ширині каналу після виходу з робочого колеса приводить на всіх режимах, у тому числі й на розрахунковому до ударного входу й зриву потоку. Особливо різке погіршення роботи дифузора внаслідок зриву потоку спостерігається при продуктивностях більше розрахункової; у цьому випадку відбувається значне зниження тиску на стінці лопатки. При більших витратах тиск після входу газу в дифузо р не зростає, а навіть знижується, що пов'язане зі зростанням швидкості. Тиск після

дифузора на режимі ϕ2r =0,347 навіть трохи нижче чим перед дифузором,

тобто на цьому режимі дифузор у цілому є опором потоку.

На відміну від безлопаткового збільшення ширини лопаткового дифузора в

кінцевій (з укороченим дифузором D4 =1,36), за експериментальним даними

D2

20