- •Проектные расчёты турбонаддувочных агрегатов судовых двигателей внутреннего сгорания
- •Введение
- •Энергетический баланс турбокомпрессора
- •Требование, предъявляемые к турбокомпрессору,
- •3. Особенности проектирования элемнтов
- •Рабочее колесо компрессора.
- •. Спиральная камера
- •Особенности проектирования элементов
- •Газоподводящий корпус.
- •Коэффициент полезного действия турбины
- •Газоотводящий корпус
- •Методика газодинамического расчета
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.