Газодинамический расчет осевого компрессора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курс «Судовые компрессорные машины»

Дисциплина «Судовое вспомогательное энергетическое оборудование»

Газодинамический расчет осевого компрессора

Автор: Чернов А.И.

Основные исходные данные

(определены техническим заданием или особыми условиями заказчика)

Производительность G = 20 ; степень повышения давления = 3,4

– начальные параметры воздуха:

· давление = 101,3 кПа; температура = 288 К;

– частота вращения ротора n = 9000 об/мин.

Рабочая среда - воздух; коэффициент изоэнтропы k = 1,4; газовая постоянная R = 287,1 Дж/кг*К

Пояснения к предварительному расчету осевого компрессора

1. Для проточной части характерно повышение работы ступени с увеличением номера ступени за счет роста средних окружных скоростей. В компрессоре с такой проточной частью заданная степень повышения давления достигается при меньшем числе ступеней и осевом размере проточной части. Это достоинство часто имеет решающее значение при выборе этой проточной части, особенно для транспортных компрессоров. Недостаток ее очевиден из анализа формулы для площади проходного сечения й ступени

Увеличение при одновременном уменьшении приводит к резкому уменьшению длины лопатки в последних ступенях, которая во избежание лишних потерь энергии ограничивается .

Проточная часть при одинаковой может получиться несколько длиннее предыдущей, но имеет большие высоты лопаток. Кроме того, она позволяет сократить радиальные размеры всего агрегата и при унификации узлов крепления рабочих лопаток имеет некоторые технологические преимущества перед проточной частью типа .

Для компрессоров с небольшой производительностью предпочтительно выбирать проточную часть .

2. В зависимости от исходных данных или принятых соображений о назначении компрессора на судне, о его размещении и о предполагаемой схеме воздухоприемного тракта величину для КНД выбирают в пределах 1000…2500 Па. Большие значения следует отнести к сложным схемам, меньшие - к более простым схемам. (см. рис.1 и рис. 2).

Для КВД прямоточных двигателей подобный тракт отсутствует, поскольку переходной патрубок между КНД и КВД можно рассматривать как входное устройство КВД. При наличии промежуточного охладителя между КНД и КВД = 5000…6000 Па.

Рисунок 1 - Схемы простых воздухоприемных трактов судовых осевых компрессоров:

1- компрессор; 2 - воздухоприемный отсек, шахта

3. Величина осевой скорости на входе в первую ступень определяет размеры площади проходного сечения и, следовательно, радиальный габарит, и массу ступени и компрессора. Поэтому при проектировании следует стремиться к увеличению . Однако с увеличением осевой скорости растут гидравлические и волновые потери в межлопаточных каналах.

Для современных дозвуковых компрессоров низкого давления можно выбирать =120..180 м/с (для около- и сверхзвуковых компрессоров эта скорость может превышать 200 м/с). Чем больше производительность, тем величина скорости больше. В КВД значения осевых скоростей на входе в первую ступень выбирают меньше, с учетом торможения потока в КНД и небольшого поджатия в переходном патрубке: = 100…150 м/c.

4. Для большей эффективности динамического принципа действия, используемого в осевом компрессоре, целесообразно сохранять высокую осевую скорость во всех ступенях. Однако при этом длины лопаток, особенно в последних ступенях становятся недопустимо малыми. Поэтому приходится поток в проточной части постепенно притормаживать. Обычно осевая скорость на входе в последнюю ступень =(0,7…0,9) м/с.

Рисунок 2 - Схемы сложных воздухоприемных трактов судовых осевых компрессоров:

1- компрессор; 2 - воздухоприемный отсек, шахта; 3 - жалюзийная коробка; 4 - фильтры - влагоотделители

5. Абсолютная скорость потока перед первой ступенью выбирают из диапазона =(1,0…1,2) м/с. Увеличение по сравнению с осевой скоростью предполагает наличие предварительной закрутки потока.

6. Абсолютная скорость потока перед первой ступенью выбирают из диапазона =(1,0…1,2) м/с. Конкретное значение числового коэффициента, как правило, выбирают, такое же, как и для первой ступени, стремясь обеспечить по возможности одинаковые углы у решеток всех ступеней.

7. Значение скорости потока на выходе из компрессора определяется потребителем сжатого газа. Если компрессор работает на развитые коммуникации, принимают = 40…60 м/с. Для компрессора, работающего непосредственно на камеру сгорания, выходную скорость можно принять из условия хорошего образования и поддержания факела горения = 80…120 м/с. Для КНД ГТД это будет скорость поступления потока в переходник = 90…140 м/с.

8. Коэффициент расхода первой ступени выбирают в пределах = 0,45…0,7 для ступеней с реактивностью близкой к 0,5. При больших можно получить недогрузку элементарных ступеней. Если будет меньше, запас устойчивости компрессора может оказаться недостаточным. При > 0,5 диапазон оптимальных значений может смещаться в сторону увеличения.

9. В многоступенчатом компрессоре величина КПД ступени обычно является переменной. На этапе предварительного расчета можно принимать среднее в проточной части значение КПД ступени в пределах =0,88…0,93. Большие значения КПД соответствуют ступеням с умеренными числами Маха и ступеням в компрессорах большой производительностью. От величины зависит значение . Поэтому он проверяется на последующих этапах расчета. .

10. По опытным данным рекомендуется КПД входного устройства рекомендуется выбирать = 0,9…0,98 в зависимости от конструкции входного устройства (см. рис.1).

11. Для радиально-кольцевого диффузора (рис.1,г) =0,7…0,75. Выходные устройства компрессоров прямоточных ГТД представляют собой обычно венцы СА и небольшие по протяженности соседние кольцевые пространства. Для них =0,88…0,9.

12. С помощью коэффициента затраченной работы учитывается уменьшение работы, сообщаемой в среднем элементарными ступенями газу по сравнению с теоретическим напором, вследствие неравномерного распределения осевых скоростей по высоте канала целой ступени. Оно связано с наличием пограничного слоя на торцевых поверхностях, ограничивающих канал. = 0,96 …1,0. Величина =1,0 соответствует длине лопаток первой ступени > 200 мм.

13. Толщина пограничных слоев увеличивается с ростом номера ступени. Поэтому коэффициент затраченной работы в последних ступенях уменьшается. Исходя из этого, и =0,85…0,9.

14. Для первых ступеней оптимальные значения относительного шага на среднем диаметре рекомендуется выбирать = 0,9…1,1.

15. По условиям работы последних ступеней необходимо некоторое уменьшение . Это связано с тем, что при большей плотности газа для обеспечения безотрывного поворота потока на заданный угол требуется большая густота (меньший шаг) решеток элементарных ступеней. Поэтому = 0,7…0,85.

16. Механический КПД компрессора =0,98…0,995.

17. Выгодное для роста сообщаемой газу работы увеличение =м/с, ограничивается прочностью лопаток и превышением допустимых чисел Маха. Современные дозвуковые компрессоры на периферии первой ступени могут иметь окружные скорости до 300…400 м/с. В около - и в сверхзвуковых компрессорах достигает 450…490 м/с. Исходя из этих соображений, и принимается ограничение величины . Если величина из-за этого ограничения ил по другой причине не устраивает проектанта, необходимо вернуться к выбору величин и .

18. Ограничение величины относительного диаметра втулки =0,35…0,7 объясняется следующим. Уменьшение позволяет сократить при заданной производительности радиальный габарит компрессора. Однако при этом могут сильно возрасти напряжения в корневых сечениях лопаток, в хвостовиках и в ободе диска при близком расположении прорезей для крепления лопаток. Кроме того, из-за появления значительных радиальных составляющих скоростей в межлопаточных каналах и загромождения проходного сечения у втулки снижается экономичность компрессора. Слишком большие означают:

· уменьшение высоты лопаток, которая в последних ступенях может оказаться недопустимо малой,

· увеличение поверхности пассивного обтекания статора и ротора, что приводит к возрастанию гидравлических потерь.

19. Большие значения недопустимы, т.к. при этом первая ступень будет получаться сверхзвуковой. При =0,6…0,65 первая ступень может оказаться околозвуковой. В наших расчетах рассматривается проектирование дозвуковых компрессоров.

20. Выбор материала для изготовления компрессорных лопаток и его механические характеристики производится из нижеприведенной таблицы.

21. Прочность лопаток можно считать достаточной, если ее запас по сравнению с пределом текучести материала составляет

= 1,5…2,5.

Если полученный коэффициент запаса лежит вне этих пределов, необходимо изменить дополнительные данные с целью уменьшения длины лопатки или выбрать другой материал лопаток.

22. К непроизводительным затратам вне каналов относятся потери, связанные с перетеканием в радиальных зазорах, и вентиляционные потери на рабочем диске. Эти потери учитываются с помощью коэффициента концевых потерь. Найти его можно с помощью графической зависимости на рис.3.

23. Расчетная работа первой ступени =20…30 кДж/кг. Меньшая работа будет свидетельствовать о недогрузке ступени, большую величину допускать нельзя, т.к. при малых обычно не удается обеспечить ее во втулочных элементарных ступенях и закон постоянства работы вдоль радиуса нарушается.

24. Скорость газа за последней ступенью принимается из расчета среднего торможения потока в ступени

.

Рисунок 3 - Зависимость коэффициента концевых потерь от втулочного отношения ступени

25. Уравнение для степени повышения давления проточной части записано в неявном виде и решается последовательными приближениями. В первом приближении принимается

=(1,1…1,2)

и подставляется в данную формулу. Если разница между больше 0,1 необходимо сделать третье приближение. Если разница между меньше 0,1,то вторым приближением можно ограничиться.

26. Для судовых компрессоров длина лопатки последней ступени должна быть м. При меньших экономичность последней ступени может получиться неприемлемо низкой из-за сближения пограничных слоев на торцевых поверхностях межлопаточных каналов.

27. Относительный шаг лопаток на втулке последней ступени должен быть .

28. Коэффициент расхода последней ступени

=.

Если это ограничение не соблюдается, необходимо выбрать проточную часть или увеличить скорости .

29. Обычно величина на 3…5% меньше среднего КПД ступени в проточной части (значение КПД ступени =0,88…0,93). Если разница оказывается больше, это может свидетельствовать о неоптимальном сочетании выбранных дополнительных исходных данных.

Если значение полученного КПД компрессора неприемлемо, нужно изменить средний КПД ступени или КПД входного и выходного устройства. Надо иметь в виду, что эти изменения приведут в дальнейшем к изменению требований к конструкции и качеству изготовления этих элементов.

30. Средняя расчетная работа ступени в проточной части зависит от выбранного закона распределения по ступеням. При линейном законе распределения

.

Для сокращения числа ступеней целесообразно нагружать средние ступени, и работу средней ступени можно выбрать из условия

.

31. Полученная величина округляется до целого числа.

В заключение расчетов необходимо построить в масштабе совмещенные треугольники скоростей на входе и выходе для элементарной ступени на среднем диаметре (см. рис. 4).

Рисунок 4 - Совмещенные треугольники скоростей на входе и выходе для элементарной ступени

Треугольник скоростей на входе строят по известным значениям осевой скорости , окружной скорости и абсолютной скорости на входе . Относительная скорость на входе определяется по формуле

При построении треугольника скоростей на выходе принимается . Приращение окружных составляющих относительной скорости определяется по формуле

.

Этап предварительного расчета завершается эскизной компоновкой элементов компрессора.

Удлинение лопаток составляет 3,0…1,0. Большие значения относятся к первой ступени, меньшие - к последней ступени. После выбора величин и определяются хорды лопаток и . Осевой размер ступени можно приближенно считать равным . По вычисленным значениям осевого размера первой и последней ступеней строится вспомогательный график (рис. 5). На оси абсцисс через равные промежутки откладываются отметки номеров сечений, по оси ординат - вычисленные осевые размеры. Если считать, что осевая длина ступеней в проточной части изменяется линейно, то с полученного графика можно снять осевой размер любой промежуточной ступени . Длина проточной части находится как

.

Осевой размер входного направляющего аппарата принимается равным осевому размеру первого рабочего колеса:

.

Осевой размер спрямляющего аппарата принимается равным осевому размеру промежуточного направляющего аппарата последней ступени:

.

Далее в масштабе строится контур всего лопаточного аппарата компрессора. На эскизе (рис. 6) необходимо проставить вычисленные размеры (в мм). Буквенные и цифровые обозначении на эскизе не указывать.

Рисунок 5 - Эскиз ступени компрессора (а) график для определения осевых размеров промежуточных ступеней

Рисунок 6 - Эскиз осевого компрессора

Вопросы для самоконтроля по теме «Осевые компрессоры»

1. Объясните физическую картину движения газа в межлопаточных каналах проточной части осевого компрессора, иллюстрируя ее треугольниками скоростей.

2. В чем отличие лопаточного аппарата и проточной части в осевом компрессоре? Когда эти термины могут обозначать одно и то же?

3.Какой из лопаточных венцов осевого компрессора имеет конфузорные решетки и зачем?

4. Изобразите плоскую диффузорную решетку с обозначением всех ее геометрических и аэродинамических параметров. Что является общим геометрическим параметром профиля и решетки профилей? Какой геометрический параметр решетки является важнейшим?

5. Что понимается под элементарной ступенью и в чем практическое значение этого понятия? Что такое ступень осевого компрессора, чем отличается от нее элементарная ступень?

6. Назовите и поясните смысл основных параметров ступени (характерные скорости и их отношения, безразмерные коэффициенты). Покажите на диаграмме (см. рис. 12.7), отношение каких отрезков даст КПД рабочего колеса, ступени, а также и ступени?

7. Сравните (с перечислением особенностей, преимуществ и недостатков) ступени с различной степенью реактивности.

8. Что понимается под структурой потока, какими зависимостями она определяется и какие типы структур потока наиболее распространены в компрессорных ступенях?

9. Изобразите в диаграмме S-i рабочий процесс одной ступени и многоступенчатого компрессора.

11. Назовите типы проточных частей многоступенчатых осевых компрессоров. Укажите их достоинства и недостатки.

12. Какие законы распределения аэродинамической нагрузки по ступеням применяются в компрессорах?

13. Покажите на диаграмме (см. рис. 12.13), отношение каких отрезков даст КПД входного устройства, ступени, проточной части, выходного устройства?

осевой компрессор воздухоприемный тракт лопатка

Литература

1. Шилов В.Д. Проектирование судовых осевых компрессоров: Учебное пособие. Л.: Изд. ЛКИ, 1985, 95 с.

Размещено на Allbest.ru