Реферат: Проектирование центробежного компрессора
Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана
Калужский филиал
Факультет: Конструкторско-механический (КМК)
Кафедра: «тепловые двигатели и теплофизика» (К1-КФ)
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине: Лопаточные машины
на тему: Проектирование центробежного компрессора
Калуга 2009г.
Содержание
Описание центробежного компрессора
Газодинамический расчет
Профилирование элементов ЦБК
Расчет рабочего колеса на прочность
Список литературы
1.Описание центробежного компрессора
Центробежный компрессор в транспортном газотурбинном двигателе служит для подачи воздуха с заданными параметрами в камеру сгорания, с целью обеспечения образования рабочей смеси. Компрессор сжимает рабочее тело за счет энергии привода, т. е. турбины.
Спроектированный компрессор имеет степень повышения давления />, расход воздуха />.
В качестве прототипа для конструкции разрабатываемого компрессора выбран двигатель 9И-56.
Корпус компрессора спроектирован составным, отдельные его части крепятся между собой при помощи фланцевых соединений. Передняя часть корпуса изготовляется из листа силумина АЛ4, а задняя изготовляется из стали.
Подшипники устанавливаются в крышку, расположенную внутри силовой фермы, служащей для упрочнения корпуса. Смазка подшипников принудительная, и производится при помощи масляного насоса. Охлаждение масла производится в масляном радиаторе. Отвод масла от подшипников производится по каналам, выполненным на стакане подшипников и ферме. Слив масла производится через сливную трубку. Подшипники является опорно – упорными и жестко закреплены в крышке при помощи втулки. Осевая нагрузка на вал направлена влево, — в сторону забора воздуха. Другие подшипники является опорным. Их установка предусматривает восприятия тепловых расширений вала при работе компрессора. Для исключения контакта корпуса с рабочим колесом предусмотрены радиальные зазоры между корпусом и колесом, которые составляют 0,5 мм.
Ротор, несущий рабочее колесо, является двух опорным ступенчатым и изготавливается полым, с целью уменьшения веса, из стали 18ХНВА. Для компенсации переменных осевых усилий, возникающих при работе двигателя, в стакан между подшипниками установлена жесткая пружина. Воздушные лабиринтные уплотнения необходимы для предотвращения утечек масла в проточную часть.
Передача крутящего момента от вала компрессора ко втулке рабочего колеса осуществляется при помощи шлицевого соединения. Посадка колеса на втулку выполнена с натягом и усилена четырьмя штифтами. Фиксация колеса производится гайкой со специальной стопорной шайбой
Рабочее колесо из-за сложных условий эксплуатации (запыленности и влажности воздуха), изготавливается из титанового сплава ВТ22. Активное рабочее колесо являются полузакрытым и получаются путем фрезерования титановых заготовок. Полученные лопатки затем полируются.
Радиальные лопаточные диффузоры состоят из 24 лопаток, получаемых фрезерованием из стали 2Х13 и приваренных к корпусу.
Газодинамический расчет компрессора, профилирование его элементов и прочностной расчет рабочего колеса представлены ниже.
2.Расчет компрессора
Исходными данными для расчета компрессора являются:
/>=5/> — расход воздуха;
/>=11 — степень повышения давления;
/>=0,8 — кпд компрессора;
/>=900/> — лопаточный угол на выходе из рабочего колеса;
/>=101300 Па; -давление атмосферного воздуха.
/>=288К–температура атмосферного воздуха.
1. Адиабатная и действительные работы компрессора
/>
/>
2. Задаемся величиной /> согласно таблице 1(методичка)
/>
таблица 1
/>
/>
Внимание! Полученное значение коэффициента адиабатического напора /> является предварительным и подлежит уточнению в дальнейшем.
3. Окружная скорость на диаметре />:
/>
4. Задаемся /> и с помощью таблицы 2 определяем оптимальное значение параметра
/>=/>
Величина /> зависит от типа входного устройства (/>):
/>— осевой вход; задаемся />
/>
/>
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.
При выборе величины относительного диаметра втулки /> следует руководствоваться конструктивными соображениями, ориентируясь на />. Задаемся законом закрутки /> и />, тогда
о />
/>
/>
Критическая скорость
/>
/>
По таблице газодинамических функций
/>
Задаваясь /> и />, получим
/>
/>
--PAGE_BREAK--Периферийный диаметр колеса на входе:
/>
Максимальный диаметр колеса:
/>
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
/>
10. Параметры потока на входе в колесо:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Таким образом, значение угла /> получилось равным />. Однако, значение углов />, представленные в таблице 2, являются ориентировочными, т.к. достоверных данных по отношению коэффициентов потерь />, от которого в основном зависит величина />, нет.
В выполненных конструкциях величина угла /> находится в пределах 30-40о.
/>
/>/>/>
/>/>
Для рассматриваемого примера считаем полученное значение />приемлемым. По таблицам газодинамических функций определяем:
/>/>
/>/>
/>/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
11. Параметры потока на выходе из колеса
Кпд колеса />в зависимости от относительной скорости />определяется по рис. 1.
/>
Рис. 1. Зависимость />от относительной скорости в относительном движении />.(При />).
При />.
/>
/>
/>
/>
В связи с этим рекомендуется принимать
/>(или />)
Величина /> должна быть тем больше, чем выше окружная скорость.
Задаем
/>.
/>
Число лопаток Z=24.
Определяем коэффициент мощности /> по формуле Казанджана:
/>
где />
/>
/>
/>
/>
По таблице газодинамических функций
/>
/>
/>
/>
12. Уточнение величины коэффициента адиабатического напора />.
Определяем коэффициент дисковых потерь.
/>
Безразмерный коэффициент b есть функция числа Рейнольдса, учитывающий одновременно потери мощности от перетекании
/>— для полузакрытых колец;
/>
/>
/>
Так как уточненное значение /> отличается от принятого ранее больше, чем на 0,005 необходимо повторить расчет с п.3, приняв полученное значение /> как окончательное.
продолжение--PAGE_BREAK--
13. Окончательный расчет параметров потока на входе и геометрических параметров входного сечения рабочего колеса.
/>
/>
/>
Значение /> принимаем полученным в п.10.
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Совпадение /> и полученного хорошее.
/>
/>
/>/>/>/>
/>
/>
14. Окончательный расчет параметров потока на выходе и геометрических параметров выходного сечения рабочего колеса.
В виду незначительного изменения /> и соответственно />, величины /> остаются теми же.
/>
Величина />=0,901 не пересчитывается.
Величины
/>=0,045, /> и />=0,765
можно не уточнять.
/>
/>
/>
По таблицам газодинамических функций
/>
/>
/>
/>=1,05- коэффициент, учитывающий загромождение выходного сечения поперечным слоем,
/>
— коэффициент, учитывающий конструкцию выходного сечения лопатками.
/>— число лопаток колеса.
/>— толщина лопатки на выходе из колеса.
/>
Так как, проектируемый компрессор малорасходный и колесо предполагается сделать полуоткрытым с механической обработкой лопаток, принимаем
/>
/>
/>
/>
Высота лопатки на выходе получилась удовлетворительной (h2>0,005м).
/>
/>, что приемлемо (см. п.11)
/>
15.Порядок и результаты расчета параметров потока на выходе из безлопаточного диффузора
1) Первое приближение
/>
/>=1,1;
/>;
/>=0,011м;
/>=1,05;
/>=1,015;
/>=1,01;
/>=/>;
/>;
/>;
/>
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
продолжение--PAGE_BREAK--
/>;
/>;
/>;
/>;
2) Второе приближение
/>=/>;
/>;
/>;
/>
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Параметры, полученные во 2 приближении можно считать окончательными.
16. Расчёт параметров потока на выходе из радиального лопаточного диффузора
/>;
/>;
/>=0,945;
/>;
/>;
при/>/>
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>из таблиц ГДФ />/>
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Так как скорость /> (максимально допустимой величины на выходе из компрессора), то необходимо использовать дополнительный осевой диффузор, предварительно развернув поток на /> в меридиональной плоскости.
17.Расчет параметров на входе в осевой диффузор и на выходе из него.
/>;,
/>;
/>;
/>;
/>.
В 1ом приближении принимаем
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>; />; />;
Отличие /> от принятого значения /> менее 0,2%. 2ое приближение не требуется
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>, />;
/>;
продолжение--PAGE_BREAK--
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
3.Профилирование элементов ЦБК
Профилирование рабочих колес центробежных компрессоров производится в меридиональном и цилиндрическом сечениях.
В настоящее время имеется достаточно много подробных методик профилирования (Холщевников К.В., Бекнев В.С., Селезнев К.П. и др.). Все они, в той или иной мере, связаны с существующими технологиями изготовления рабочего колеса, которые постоянно совершенствуются. В связи с этим возникла необходимость уточнения некоторых положений методологии профилирования, а именно:
Профилирование вращающегося направляющего аппарата (ВНА) радиального колеса с комбинированной средней линией лопатки.
Профилирование скелетной линии реактивного колеса и наращивание на нее тела лопатки.
Профилирование радиального клинового диффузора с точным определением координат всех точек профиля.
Рассматривается также один из способов профилирования меридионального отвода рабочего колеса.
Профилирование рабочего колеса в меридиональном сечении
Исходные данные:
/>мм, />мм — наружный и втулочный диаметры во входном сечении колеса;
/>мм, />мм, /> — диаметр, высота и угол лопатки в выходном сечении колеса.
/>мм — осевая протяженность колеса.
При профилировании меридионального обвода задаются каким-либо видом кривой для наружного обвода и некоторым законом изменения кольцевых площадей вдоль канала />, где /> — текущее значение кольцевой площади;
/>— кольцевая площадь входного сечения;
/>— относительная длина меридионального обвода;
/>— текущая длина обвода, отсчитываемая от входного сечения;
/>— полная длина обвода.
В качестве базовой линии используется кривая наружного обвода. Для ее получения используют графический метод построения параболы. Вертикальный и горизонтальный отрезки, делят на равное число частей и соединяют соответствующие точки. Около полученной ломаной проводится огибающая, которая и является наружным обводом меридионального профиля рабочего колеса.
Для построения внутреннего обвода используют уравнение площади боковой поверхности усеченного конуса, разбив сектор в 90° на 10 равных частей
/>м2,
где /> — наружный и внутренний радиусы i сечения, /> — угол при основании конуса I сечения.
Тогда
/>, м.
График /> выбираем соответствующим расчетному значению
/>.
Таблица 1 Профилирование рабочего колеса
/>, мм
/>
/>
/>, мм
1
5,00967
0,916
1,0156
54.8636
2
1,51170
0,184
1,0261
55,6086
3
15,232706
0,2789
1,0226
56,8703
4
20,581110
0,3768
,9964
58,8031
5
26,208884
0,4799
0,9544
61,5773
6
31,699344
0,5804
0,8978
65,2819
7
37,381151
0,6844
0,8264
69,8422
8
43,100436
0,7892
0,7331
75,0282
9
48,840253
0,8943
0,6342
80,5769
10
54,615699
1,0
0,5156
86,3
продолжение--PAGE_BREAK--
Результаты расчетов сводятся в таблицу:
/>
Рис.1.Наружный и внутренний меридиональные обводы РК
/>
Профилирование ВНА
/>м –
осевая протяженность ВНА.
Профилирование ведется по закону постоянной циркуляции:
/>
1. В периферийном сечении (рис.2).
/>— угол лопатки.
/>, где /> — угол атаки.
/>
/>
Рис.2 Профилирование ВНА на периферийном радиусе
2. В среднем сечении (рис.3).
/>— угол лопатки.
/>, где /> — угол атаки.
/>
/>
Рис34 Профилирование ВНА на среднем радиусе
3. Во втулочном сечении(рис.4).
/>— угол лопатки.
/>, где /> — угол атаки.
/>мм.
/>
Рис.4 Профилирование ВНА на втулочном радиусе
Профилирование Радиального лопаточного диффузора
Исходные данные:
/>; /> — углы входа потока.
/>; /> — угол выхода потока.
/>мм — радиус входа в диффузор;
/>мм — радиус выхода из диффузора.
Радиус скругления лопатки:
/>.
Радиус расположения центра R, мм:
/>/>— угловой шаг по решетке.
Профилирование осевого лопаточного диффузора
Профилирование ведется графическим методом по известным углам входа /> и выхода /> потока. Лопатки изготавливаются из стальных (20Х13) пластин, изогнутых по одному радиусу />мм.
Шаг по решетке выбирается исходя из оптимальных условий: />мм.
Число лопаток:
/>.
4. Расчет на прочность
Максимальные напряжения испытывает периферийная входная кромка ВНА, поэтому нет необходимости производить полный расчет колеса методом двух расчетов, а достаточно лишь оценить это напряжение.
/>
Таким образом, материал лопатки выдерживает заданную нагрузку.
/>
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.