Газодинамический расчет турбокомпрессора для двигателя внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Введение

Применение турбокомпрессоров обусловлено необходимостью повышения мощности ДВС без увеличения литража двигателя. Достаточно широкое применение турбокомпрессоры получили для наддува дизелей.

Газодинамический расчет турбокомпрессора входит в комплекс работ по проектированию турбокомпрессора. Особенностью расчета является то, что компрессор и турбина расположены на одном валу, т.е. частота вращения колеса турбины должна соответствовать частоте вращения колеса компрессора. При этом должен соблюдаться баланс мощностей турбины и турбокомпрессора.

Целью расчета является определение основных размеров проточных частей турбокомпрессора (рабочих колес турбины и компрессора, диффузоров, воздухосборника, соплового венца, газоподводящего корпуса), а также профилирование рабочего колеса компрессора и лопаточного диффузора.

При выполнении курсовой работы была использована литература [1].

2. Задание

Выполнить газодинамический расчет турбокомпрессора для наддува двигателя со следующими исходными данными:

- мощность двигателя Ne=180 кВт;

- удельный расход топлива ge=0,215 кг/(кВт.ч);

- суммарный коэффициент избытка воздуха в двигателе =2,1;

- давление наддува рк=150 кПа;

- потеря давления в воздухофильтре (глушителе) рф=3,5 кПа;

- температура газов перед турбиной Тт=823 К;

- противодавление на выходе из турбины р2=105 кПа;

Аналог - турбокомпрессор ТКР9 c осевой турбиной.

3. Газодинамический расчет компрессора

3.1 Исходные данные

Параметры окружающей среды р0*=100 кПа, T0*=300 К;

Показатель адиабаты для воздуха k=1,4;

(k-1)/k=0,286; k/(k-1)=3,5;

Газовая постоянная для воздуха R=0,287 кДж/(кг.К);

Изобарная теплоемкость воздуха ср=1,005 кДж/(кг.К);

Схема проточной части компрессора приведена на рисунке 1.

Рисунок 1 - схема проточной части компрессора:

1-входное устройство; 2-рабочее колесо; 3-безлопаточный диффузор; 4-лопаточный диффузор; 5-воздухосборник

3.2 Входное устройство

Расход воздуха

Давление воздуха перед компрессором

Температура воздуха перед компрессором

Скорость потока на входе в компрессор обычно принимается в пределах от 50 до 80 м/с. Принимаем ca=60 м/с.

Статическая температура перед компрессором

Статическое давление на входе в компрессор

Плотность воздуха на входе в компрессор



Площадь входного устройства

Диаметр входа в компрессор

Степень повышения давления в компрессоре

Адиабатическая работа компрессора

Коэффициент теоретического напора

=0,63…0,71; принимаем =0,63.

Окружная скорость колеса компрессора

Принимаем литое колесо.

Скорость потока на входе в колесо принимается из условия обеспечения конфузорности течения во входном устройстве:

с1 = (1,2…1,5)са.

Принимаем с1 = 1, 2.са = 1, 2.60 = 72 м/с.

Принимаем, что предварительная закрутка потока на входе в колесо отсутствует: с1u=0; с1а=с1=72 м/с.

Проверка величины коэффициента расхода

Оптимальные значения Cm находятся в пределах от 0,25 до 0,35.

Температура воздуха на входе в колесо

Потери во входном устройстве

где вх = 0,05…0,1- коэффициент потерь во входном устройстве;

принимаем вх = 0,05.

Отношение показателя степени политропы процесса во входном устройстве



3.3 Колесо компрессора

Давление воздуха на входе в колесо

Плотность воздуха на входе в колесо

Площадь входа в колесо

Наружный диаметр колеса компрессора D2=0,09 м.

Диаметр ступицы d1 = (0,22…0,3)D2; принимаем d1 =0,22D2=0,0198 м.

Диаметр колеса на входе

Диапазон оптимальных отношений диаметров D1/D2 = 0,55…0,7; полученное значение находится в указанных пределах.

Ширина колеса Вк = (0,25…0,35)D2; принимаем Вк = 0,28D2 = 0,0252 м.

Частота вращения ротора

Средний диаметр на входе в колесо

Рекомендуемые значения числа лопаток Zл = 12…25; принимаем Zл = 14.

Шаг лопаток на среднем диаметре входа в колесо

Коэффициент загромождения на входе в колесо

где 1 - толщина лопатки колеса в окружном направлении на среднем диаметре колеса, 1 = (0,002…0,003) м; принимаем 1 = 0,002 м.

Меридиональная скорость на входе в колесо

Окружная скорость на среднем диаметре входа

Относительная скорость на входе в колесо

Угол входа потока на среднем диаметре входа

Угол установки лопаток на входе в колесо

где i - угол атаки, i = 50…100 при = 0,3…0,35; принимаем i = 5,40.

Местные потери энергии на входе в колесо

где 1 = 0,1…0,2-коэффициент потерь во входном устройстве;

принимаем = 0,15.

Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса

c2r = w2r = (1,0…1,1)c1m = 1,08·72= 77,76 м/с.

Потери энергии в колесе

где 2 = 0,1…0,2 - коэффициент потерь в колесе; принимаем 2 = 0,12.

Потери на трение и вентиляцию

где - коэффициент дисковых потерь; = 0,04…0,08;

принимаем = 0,05.

Общие потери в колесе

Zк = Z1 + Z2 + Zд = 2,43 + 0,363 + 1,678 = 4,470 кДж/кг.

Коэффициент мощности

м=

Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса

c2u = .u2 = 0,808·259,1 = 209,2 м/с.

Окружная составляющая относительной скорости на выходе из колеса

w2u = u2 - c2u = 259,1 - 209,2 = 49,87 м/с.

Угол потока на выходе из колеса

В конструкциях 2 = 140…220.

Угол относительной скорости на выходе из колеса

Абсолютная скорость на выходе в колеса

м/с.

Относительная скорость на выходе в колеса

Треугольники скоростей на входе в колесо компрессора и выходе из него приведены на рисунке 2.



Рисунок 2 - Треугольники скоростей в компрессоре:

а - вход в компрессор; б - выход из компрессора

Температура воздуха на выходе из колеса

Температура торможения на выходе из колеса

Отношение показателя степени политропы сжатия в колесе

КПД колеса статическим параметрам

В выполненных конструкциях к = 0,85…0,9.

Статическое давление на выходе из колеса

Плотность воздуха на выходе из колеса

Шаг лопаток на выходе из колеса

Коэффициент стеснения на выходе из колеса

где 2 - толщина лопатки на выходе из колеса, 2 = 0,0008…0,0012 м; принимаем 2 = 0,0011 м.

Высота лопатки на выходе из колеса



Рекомендуемая высота лопатки в2к = (0,04…0,08)D2, получили b2к/D2 = 0,127.

3.3 Безлопаточный диффузор

Для эффективного преобразования кинетической энергии потока в статическое давление применяется комбинация безлопаточного (БЛД) и лопаточного (ЛД) диффузоров. Непосредственно за колесом компрессора устанавливается безлопаточный диффузор.

Ширина безлопаточного диффузора в2 = (0,95…1,0) в2к ;

Принимаем в2=0,98в2к=0,011 м.

Угол потока на выходе из БЛД : 3 = 2 = 20,40.

Диаметр выхода из БЛД (при наличии ЛД) выбирают в пределах (1,1…1,2)D2; принимаем D3 = 1,15 D2 = 0,15 м.

Потери энергии в БЛД

где 3 = 0,015…0,025 - коэффициент потерь в колесе; принимаем 3 = 0,025.

Расчет диффузора с учетом сжимаемости потока требует последовательных приближений.

Скорость воздуха на выходе из БЛД в первом приближении

Температура на выходе из БЛД в первом приближении

Отношение показателя политропы в первом приближении

Давление воздуха на выходе из БЛД в первом приближении

Плотность воздуха на выходе из БЛД в первом приближении

Уточняем скорость на выходе из БЛД с учетом изменения плотности воздуха

Повторяем расчет с новым значением скорости с3 и находим параметры воздуха во втором приближении



Разница в плотности воздуха во втором и в первом приближении составляет 1,76% (менее 2%), следовательно, второго приближения достаточно для точности расчета.

КПД безлопаточного диффузора

В выполненных конструкциях блд = 0,55…0,7.

3.4 Лопаточный диффузор

Схема лопаточного диффузора приведена на рисунке 3.

Принимаем ширину лопаточного диффузора равной ширине безлопаточного диффузора в3 = в4 = 0,011 м.

Наружный диаметр лопаточного диффузора D4 = (1,3…1,4)D3. Принимаем D4 = 1,3D3 = 0,195 м.

Угол установки лопаток на входе в ЛД

3 = 2 + (0…2)0 = 20,4+ 1,64 = 22,03°.

Угол установки лопаток на выходе из ЛД

4 = 3 + (12…18)0 = 22,03 + 14 = 36,030.

Выбираем число лопаток диффузора, что число лопаток не должно быть кратным числу лопаток колеса. Принимаем Zд =21.

Величина горла канала диффузора

Горло канала б3 должно быть не менее 5 мм, исходя из технологических требований.

Угол раскрытия эквивалентного диффузора

Оптимальное значение угла раскрытия =(6…12)0.

Потери энергии в ЛД



Рисунок 3 - Схема лопаточного диффузора

где 4 = 0,15…0,35 - коэффициент потерь в колесе; принимаем 4 = 0,25.

Скорость потока на выходе из ЛД

Температура на выходе из ЛД в первом приближении

Отношение показателя степени политропы в первом приближении

Давление на выходе из ЛД в первом приближении

Плотность воздуха на выходе из ЛД в первом приближении

Уточняем скорость на выходе из БЛД с учетом изменения плотности воздуха

Повторяем расчет с новым значением скорости с4 и находим параметры воздуха во втором приближении

Разница в плотности воздуха во втором и в первом приближении составляет 1,4% (менее 2%), следовательно, второго приближения достаточно для точности расчета.

КПД лопаточного диффузора

В выполненных конструкциях лд = 0,7…0,75. Полученное значение КПД совпадает с рекомендуемыми значениями.

3.5 Воздухосборник

Оптимальная скорость в улиточном воздухосборнике с5 = (0,7…0,75)с4.

Принимаем:

с5 = 0,75с4 = 0,7·60,2 = 45,4 м/с.

Температура воздуха на выходе из улитки

Потери энергии в улитке включают в себя потери на внезапное расширение от скорости с4 до скорости с5 и потери при движении воздуха в улитке

где 4 = 0,2…0,4 - коэффициент потерь в колесе; принимаем 4 = 0,4.

Отношение показателя степени политропы процесса в улитке

Давление на выходе из улитки

Полученное в результате расчета давление воздуха на выходе из улитки р5 отличается от заданного давления наддува рк на 1,55%. Отклонение результатов расчета от заданных значений допускается не более 2%.

Плотность воздуха на выходе из улитки

При определении площади поперечного сечения улитки принимаем фактический расход воздуха в улитке на 10% большим расхода воздуха через компрессор за счет циркуляции воздуха в улитке, поэтому максимальная площадь сечения улитки:

Принято, что утечки воздуха отсутствуют, т.е. Gк = Gв.

Диаметр выхода из улитки



Результаты расчета геометрических параметров компрессора приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Геометрические параметры компрессора.

Параметр	Числовое значение
Диаметр колеса на входе D1, мм	75
Диаметр ступицы d1, мм	19,8
Ширина колеса на входе Вк, мм	25,2
Диаметр колеса на выходе Dк = D2, мм	90
Среднеквадратичный диаметр на входе в колесо D1ср, мм	54,9
Угол установки лопаток на среднем диаметре 1л.ср, 0	33,9
Число лопаток Zл	14
Высота лопаток на выходе из колеса в2к, мм	11,5
Ширина БЛД в2 = в3, мм	11
Диаметр выхода из БЛД D3, мм	150
Диаметр выхода из ЛД D4, мм	195
Ширина ЛД в3=в4, мм	11
Угол установки лопаток на входе в ЛД 3, 0	22,03
Угол установки лопаток на входе в ЛД 4, 0	36,03
Диаметр улитки D5, мм	79

Действительная степень повышения давления в компрессоре

Адиабатическая работа сжатия в компрессоре

Работа, затраченная на сжатие воздуха в компрессоре

Адиабатический КПД компрессора по статическим параметрам

КПД компрессора с лопаточным диффузором составляет кад = 0,74…0,78.

Температура торможения на выходе из компрессора

Правильность расчетов параметров в диффузорах и улитке (процесса преобразования скорости потока в статическое давление) проверяем сравнением температур Т5* и Т2*. Значения этих величин должны совпасть с точностью до значения погрешности вычислений. В проведенном расчете Т5*=Т2*=356 К.

Работа затраченная на привод компрессора

Полное давление на выходе из компрессора

Степень повышения давления по полным параметрам

Адиабатическая работа сжатия по полным параметрам

КПД компрессора по полным параметрам

Мощность, потребляемая компрессором

4. Газодинамический расчет турбины

двигатель газодинамический турбина компрессор

Схема проточной части осевой турбины приведена на рисунке 4.

Исходные данные из из расчета компрессора:

-частота вращения ротора nтк = 54984 мин-1;

-адиабатическая работа компрессора 42,60 кДж/кг;

-адиабатический КПД компрессора 0,734

-расход воздуха Gк = 0,33 кг/с;

-наружный диаметр колеса компрессора Dк = 0,09 м;

Для выпускных газов принимаем:

Показатель адиабаты для газа k' = 1,34; k'/(k' - 1) = 3,941;

Газовая постоянная R' = 0,2864 кДж/(кг?К);

Изобарная теплоемкость газа

Температура газа перед турбиной Тт = 823 К;

Противодавление за турбиной р2 = 105 кПа.

Совместная работа турбины и компрессора определяется следующими условиями:

1) равенствои мощностей турбины Nт и компрессора Nк;

2) равенством частот вращения колес турбины nт и компрессора nк, т.е.

nт = nк = nтк;

3) балансом расхода газа через турбину Gт и воздуха через компрессор Gк, который выражается уравнением Gт = Gк + Gм - Gут, где

Gм - массовый расход топлива в единицу времени;

Gут - утечки рабочего тела на участке от выхода из компрессора до входа в турбину.

Расход воздуха и величина утечек практически равны и составляют 2…3% от расхода воздуха, т.е. в расчетах можно принять Gт = Gк

Схема проточной части осевой турбины приведена на рисунке 4.

Предварительно принимаем:

Диаметр колеса турбины на входе:

Принимаем:

Внутренний КПД турбины ?i = 0,78…0,84. Принимаем ?i = 0,78.

Механический КПД ?м = 0,88…0,95. Принимаем ?м = 0,88.

Необходимая адиабатический теплоперепад в турбине

Рисунок 4-схема проточной части осевой турбины:

1-газовыпускной корпус; 2-сопловой аппарат; 3-рабочее колесо турбины

Условная адиабатная скорость истечения

Окружная скорость колеса турбины на среднем диаметре

Отношение

В радиально осевых турбинах ? = 0,64…0,7.

Коэффициент напора турбины

Давление газа перед турбиной

Исходя из условия безударного входа в колесо, принимаем

м/с

Угол потока на входе в колесо выбираем в пределах б1=15…25°.

Принимаем б1=25°

Радиальная составляющая абсолютной скорости на входе в колесо

м/с.

Абсолютная скорость газа на входе в колесо

м/с.

Адиабатный теплоперепад в соплах

где ц=0,93…0,96 -коэфициент скорости, учитывающий потери энергии в сопловом аппарате. Принято ц=0,96.

Степень реактивности

Рекомендуемы значения степени реактивности сст=0,45…0,55.

Температура газа на выходе в колесо

Давление газа на выходе в колесо

Плотность газа на выходе из сопел

Высота лопаток на входе в колесо

Поскольку принят безударный вход в колесо, то окружная составляющая окружной скорости w1u = 0 и относительная скорость на входе в колесо w1 = w1r = c1r = 116,1 м/с.

Высота лопаток соплового венца лежит в пределах вс = (0,9…1,0)в1. Наличие положительной ступеньки на входе в колесо повышает КПД. Принимаем вс = 0,955.в1 = 0,955.0,017 = 0,0158 м.

Внутренний диаметр соплового венца Dc = (1,08…1,12)D1.

Принимаем Dc = 1,085 D1 = 1,085.0,088 = 0,1 м.

Наружный диаметр соплового венца D0 = (1,35…1,5)D1.

Принимаем D0 = 1,35 D1 = 1,35.0,088 = 0,119 м.

Ширина колеса Вт = (0,3…0,35)D1.

Принимаем Вт = 0,33D1 = 0,33.0,088 = 0,029 м.

Количество лопаток колеса Zл = 12…18. Принимаем Zл = 15 .

Наружный диаметр колеса турбины на выходе D2 = (0,7…0,85)D1.

Принимаем D2 = 0,85D1 = 0,85.0,088 = 0,075 м.

Диаметр втулки колеса на выходе d2 = (0,25…0,32)D1.

Принимаем d2 = 0,25D1 = 0,25.0,088 = 0,022 м.

Среднеквадратичный диаметр на выходе из турбины

м.

Площадь выхода из колеса

м2.

Окружная скорость на среднем диаметре

м/с.

Адиабатный теплоперепад в рабочем колесе

Относительная скорость выхода газа на среднем диаметре

где ш=0,93…0,97 - коэффициент скорости, учитывающий потери энергии в колесе турбины. Принимаем ш=0,94.

Температура газа на выходе из колеса

Плотность газа на выходе из колеса

Пропускная способность турбины

Угол выхода потока из колеса в относительном движении

Угол установки лопаток на выходе из колеса ?2л = ?2=42,140.

Окружная и осевая составляющие абсолютной скорости на выходе из колеса:

Абсолютная скорость на выходе из колеса

м/c;

Угол выхода потока в абсолютном движении



На расчетном режиме допускается ?? = (80…120)0.

Треугольники скоростей на входе в колесо турбины и на выходе из него приведены на рисунке 5.

Потери энергии в сопловом аппарате

Потери энергии в рабочем колесе

Работа на лопатках турбины

Адиабатический (лопаточный) КПД турбины

Потери с выходной скоростью

Окружная работа турбины

Окружной КПД турбины

Потери на утечки

Потери на трение и вентиляцию



Рисунок 5 - Треугольники скоростей в турбине:

а - вход в турбину; б - выход из турбины

Внутренняя работа турбины

Внутренний КПД турбины

двигатель газодинамический турбина компрессор

Полученное значение зi должно отличаться от принятого в начале расчета не более чем на 2%. Полученная в результате расчета погрешность составляет , что вполне допустимо.

Мощность на валу турбины



Отличие Nт от Nк составляет 0,27 кВт, т.е. погрешность равна 1,57%, что вполне допустимо.

Геометрические параметры турбины полученные в результате расчета, приведены в таблице 2.

Таблица 2 - Геометрические параметры турбины

Параметр	Числовое значение
Диаметр колеса турби ны на входе D1, мм	88
Высота лопаток колеса на входе b1, мм	17
Высота лопаток соплового венца bс, мм	15,81
Внутренний диаметр соплового венца Dс, мм	96
Наружный диаметр соплового венца Dо, мм	119
Ширина колеса турбины Вт, мм	29
Количество лопаток колеса zл, мм	15
Наружный диаметр колеса на входе D2, мм	75
Диаметр втулки колеса d2, мм	42

5. Профилирование колеса компрессора

5.1 Построение меридиональных обводов колеса

Построение канала производится в системе координат х-z, где ось х проходит по оси колеса, а ось z - в радиальном направлении вдоль входной лопатки (рисунок 6).

Исходные величины:

-радиус колеса на входе в компрессор R1=D1/2=75/2=37,5 мм;

-радиус ступицы r1=d1/2=19,8/2=9,9 мм;

-радиус колеса на выходе R2=D2/2=90/2=45 мм;

-ширина колеса Bк=25,2 мм;

-высота лопатки колеса на выходе b2k=11,5 мм.

Координаты граничных точек средней линии:

- на входе в колесо: хM = 0; zM = (R1+r1)/2 = (37,5+9,9)/2 = 23,7 мм.

- на выходе из колеса: хN = B - b2к/2 = 25,2 - 11,5/2 = 19,5 мм;

zN = R2=45 мм.

Центр осей эллипса располагается в точке О1 на оси z.

Координаты точки О1: ;

Уравнение эллипса:

Координаты точек эллипса в параметрической форме:

Принимаем t = 120.

Длины полуосей

Следовательно, и уравнение эллипса приобретет вид:

Отсюда



Рисунок 6 - Построение меридиональных обводов колеса

Задаемся рядом значений х (10-15 точек) от хМ= 0 до хN = 19,5 мм, причем с увеличением х сокращаем интервал между его значениями, и находим значение z. Наносим полученные точки средней линии и соединяем их отрезками ломаной линии. Принимаем, что длина средней линии канала равна сумме полученных отрезков.

Длина отрезка:

Длина средней линии:

Результаты вычислений приведены в таблице 3.

Таблица 3 - средняя линия меридионального профиля

№ точки	X, мм	Z, мм	Li-Li-1, мм	Li, мм
M (0)	0,00	23,70	0,00	0,00
1	1,00	23,73	1,00	1,00
2	4,50	24,39	3,56	4,56
3	7,50	25,66	3,26	7,82
4	10,00	27,30	2,99	10,81
5	12,00	29,08	2,68	13,48
6	14,00	31,40	3,06	16,55
7	15,50	33,62	2,69	19,23
8	17,00	36,50	3,24	22,48
9	18,00	39,02	2,71	25,19
10	18,50	40,60	1,65	26,84
11	19,00	42,55	2,02	28,86
N (12)	19,45	45,00	2,49	31,35

Близкий к оптимальному закон изменения площадей вдоль средней линии может быть выражен уравнением:

где - площадь на входе в колесо;

- площадь на выходе из колеса;

L - длина средней линии от M до N;

Li - длина средней линии от M до рассматриваемой точки;

- относительная длина средней линии.

Диаметры вписанных окружностей:

Результаты вычислений приведены в таблице 4.

Таблица 4 - диаметры вписанных окружностей

№ точки				Fi, мм2	di, мм
M (0)	1,000	1,000	1,000	4109,96	27,60
1	0,968	0,937	0,907	4108,24	27,55
2	0,855	0,730	0,624	4076,26	26,60
3	0,751	0,563	0,423	4016,48	24,91
4	0,655	0,429	0,281	3941,05	22,98
5	0,570	0,325	0,185	3860,62	21,13
6	0,472	0,223	0,105	3757,89	19,05
7	0,386	0,149	0,058	3661,95	17,33
8	0,283	0,080	0,023	3543,78	15,45
9	0,197	0,039	0,008	3446,93	14,06
10	0,144	0,021	0,003	3390,19	13,29
11	0,079	0,006	0,000499	3324,61	12,43
N (12)	0,000	0,000	0,000	3251,55	11,50

После построения окружностей проводим их огибающие, которые образуют внешнюю и внутреннюю границы канала. Требование по пределам изменения угла наклона касательной к обводам канала должны обеспечиваться выполнением следующих условий: (2zi+di)>D1>75 мм,

(xi + di/2) ? В ? 25,2 мм.

Проверка сечений 1 и 11:

Сечение 1: 2·23,73 + 27,55= 75,02> 75 мм.

Сечение 11: 19+ 12,43/2 = 25,2? 25,2 мм.

Следовательно, проводить корректировку обводов не требуется.

Построение меридиональных обводов приведен в прил.1.

5.2 Профилирование лопаток рабочего колеса в цилиндрическом сечении

Профилирование проводится в цилиндрическом сечении А-А (рисунок 7) по наружному диаметру входа в колесо D1 = 75 мм. Схема профилирования лопаток в цилиндрическом сечении приведена на рисунке 8.

Из расчета имеем на D1л.ср= 54,9 мм угол установки лопатки в1л.ср= 33,9°.

Углы установки лопатки в сечении А-А:



Рисунок 7 - Схема цилиндрического сечения колеса компрессора

Принято толщина лопатки на наружном диаметре на выходе из колеса д2 = 1,0 мм, толщины полной и промежуточной лопаток в нормальном сечении на наружном диаметре входа в колесо дн = 1,0 мм.

Угол клиновидности лопатки у диска ш = 4.

Угол клиновидности лопатки на входе в колесо г = 00.

Ширина полной лопатки

Ширина промежуточной лопатки

Толщина лопатки в сечении А-А со стороны диска

Толщина полной лопатки в окружном направлении на входе в колесо

Шаг лопатки на диаметре D1

Уравнение параболы: Y = k·Хn.

Разворот профиля лопатки принят: Ymax = t = 16,8 мм.



Рисунок 8 - Схема профилирования лопатки в цилиндрическом сечении

Уравнение средней линии профиля лопатки:

Расчет координат профиля средней линии производим, принимая шаг по оси X равным 7 мм.

Результаты расчета приведены в таблице 5.

Таблица 5 - координаты профиля средней линии лопатки

X	0	1	2	4	6	8	10	12	14	16	18	20
Ycp	0	0,01	0,06	0,33	0,9	1,8	3,1	4,82	7,01	9,69	12,9	16,66

Толщина полной лопатки

Толщина промежуточной лопатки

Результаты расчеты приведены в таблице 6.

Таблица 6 - координаты толщин лопаток в нормальном сечении.

X	0	1	2	4	6	8	10	12	14	16	18	20
д	1,52	1,50	1,47	1,42	1,37	1,32	1,26	1,21	1,16	1,11	1,05	1,00
дпр	1,52	1,49	1,45	1,38	1,32	1,25	1,18	1,11	1,04

Угол наклона касательной к средней линии в заданных сечениях

Результаты расчета приведены в таблице 7.

Таблица 7 - угол наклона касательной к средней линии лопатки.

X	0	1	2	4	6	8	10	12	14	16	18	20
вx	90	88,4	85,7	78,6	70,1	61,37	53,1	45,74	39,47	34,24	29,9	26,3

Толщина лопаток в окружном направлении

Результаты расчета приведены в таблице 8.

Таблица 8 - толщина лопаток в окружном направлении.

X	0	1	2	4	6	8	10	12	14	16	18	20
дг	1,52	1,50	1,48	1,45	1,45	1,50	1,58	1,69	1,82	1,97	2,12	2,26
дгпр	1,52	1,49	1,46	1,41	1,40	1,42	1,47	1,55	1,63

Координаты профилей спинки и корытца полной лопатки

Результаты расчета приведены в таблице 9.

Таблица 9 - координаты профилей спинки и корытца полной лопатки.

X	0	1	2	4	6	8	10	12	14	16	18	20
Yсп	-0,76	-0,74	-0,68	-0,39	0,17	1,05	2,31	3,97	6,10	8,71	11,84	15,53
Yкор	0,76	0,76	0,80	1,06	1,62	2,55	3,89	5,67	7,92	10,67	13,96	17,79

Промежуточная лопатка смещена относительно полной лопатки на величину шага t, следовательно



Результаты расчета приведены в таблице 10.

Таблица 10 - координаты профилей спинки и корытца промежуточной лопатки.

X	0	1	2	4	6	8	10	12	14
Yсп	16,07	16,09	16,15	16,44	17,00	17,88	19,14	20,80	22,93
Yкор	17,59	17,59	17,63	17,89	18,45	19,38	20,72	22,50	24,75

6. Профилирование лопаточного диффузора

Одним из способов профилирования лопаток диффузора является построение профилей дугами окружностей (рисунок 9).

Исходные данные

- диаметр выхода из БЛД

- диаметр выхода из ЛД

- угол установки лопаток на входе в ЛД

- угол установки лопаток на выходе из ЛД

- количество лопаток

Произведем построение профилей спинки и корытца лопатки радиусами таким образом, чтобы лопатка имела переменное сечение с максимальной толщиной у середины длины лопатки. Для обеспечения этого требования необходимо, чтобы спинка лопатки выполнялась меньшим радиусом, а корытце большим радиусом по сравнению с радиусом средней линии лопатки. Для этого зададим углы установки профилей спинки и корытца

Принимаем

Принимаем

Принимаем

Принимаем

Построение профилей спинки и корытца начинается с точек сопряжения их с радиусом входной кромки лопатки

Радиус средней линии лопатки



Радиусы спинки лопатки

Радиусы корытца лопатки

Радиусы центров спинки и корытца

Построение профилей лопаток начинаем с проведения из одного центра радиусов диффузора и и радиусов центров окружностей и . Затем проводим окружность радиуса , касающуюся внутреннего радиуса диффузора до пересечения с радиусом центра окружности R0СП . Точка пересечения является центром радиуса спинки данной лопатки.

Профиль следующей лопатки получается смещением на величину шага лопаток диффузора.

Другой метод построения заключается в задании координат центров радиусов спинки и корытца в прямоугольной системе координат. Расчетные формулы имеют следующий вид



Рисунок 9 - Построение профилей лопаток диффузора компрессора

7. Заключение

В ходе расчета были определены основные размеры проточных частей турбокомпрессора (рабочих колес турбины и компрессора, диффузоров, воздухосборника, соплового венца, газоподводящего корпуса), определены показатели эффективности, а также профилирование рабочего колеса компрессора и лопаточного диффузора.

8. Список литературы

1. Газодинамический расчет турбокомпрессора для наддува двигателя внутреннего сгорания: учебно-методическое пособие / сост. Д. М. Солнцев, Д. С. Шестаков. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2008. 53с.

Размещено на Allbest.ru

...