Проектирование турбокомпрессора

КЕРЧЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МОРСКОЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

курсовому проекту на тему:

Проектирование  турбокомпрессора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                Выполнил: студент группы СМ-412

                         Стайков Иван

            шифр 10ksm974

Проверил:асс. Шаратов А.С.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Керчь – 2013

 Задание на  проектирование

Произвести проектный  расчет турбонаддувочного агрегата и выполнить графическое построение.

Исходные данные:

  1.Эффективная мощность ДВС                          N_e= 1600 кВт =1600000 Вт;           

   2. Давление наддува                                             P_k= 0,19 МПа =190000 Па;

    3.Тип газовой турбины                                          осевая

    4. Температура газов перед турбиной                Т_г= 798 К;

 

Графическая часть:

1. Продольный разрез турбонаддувочного агрегата (А1)
2. Рабочий чертеж узла подшипников (А2)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  Введение

Мощность поршневого ДВС  определяется размерами цилиндра, их числом,частотой вращения, тактностью двигателя и средним давлением. Наиболее эффективным средством увеличения мощности двигателя является повышение среднего эффективного давления, которое пропорционально среднему индикаторному давлению. Среднее индикаторное давление  может быть повышено за счет улучшения протекания  рабочего цикла двигателя и за счет повышения весового заряда воздуха, поступающего в цилиндр, тоесть наддува. В судовых установках наибольшее распространение получил газотурбинный наддув.

Газотурбокомпрессор и является основным видом специального агрегата,предназначенного для повышения мощности дизелей посредством наддува. Он состоит из газовыпускной турбины и центробежного компрессора, установленного на общем валу.

Газовыпускные турбины  применяют  двух типов – осевые и радиальные, первые для дизелей средней и  большой мощности; вторые в основном для дизелей небольшой мощности.

В зависимости  от характера  изменения давления газов перед  турбиной  последние разделяют  на газовые турбины постоянного  давления и переменного давления (импульсные). Общая конструктивная компоновка газотурбокомпрессора зависит  от  взаимного расположения турбины  и компрессора на валу.

В судовых дизелях средней  и большой мощности чаще всего  применяют газотурбокомпрессор  с опорами, расположенными к концам общего вала, конструкции которых обеспечивают высокую надежность агрегата и удобство обслуживания, однако имеют относительно большие габариты по длине и повышенный удельный вес.

Наиболее  простая и  компактная конструкция агрегата газотурбокомпрессора достигается при консольном расположении роторов, которая чаще всего применяется  для дизелей  малой,  средней мощности с радиальными газовыми турбинами. Конструкция с расположением с одной и той же стороны подшипников, турбины и компрессора, выполненных за одно целое. Применяется для монороторов.

 К общим конструктивным  особенностям  осевых газовыпускных  турбин относятся:

-остов газотурбокомпрессора  состоит из трех корпусов, из  среднего корпуса отводятся газы, корпуса газовой турбины и  компрессора размещаются на двух  противоположных сторонах;

- средний корпус и корпус  турбины охлаждаются водой;

- чаще всего применяются  опорные подшипники скольжения  с заливкой свинцовистой бронзой  или баббитом, смазка подшипников  под давлением подводится от  циркуляционной системы дизеля  или от автономной системы;  для предотвращения нагарообразования  и попадания масла из подшипников  к лабиринтным уплотнениям газотурбокомпрессора  подводится запорный воздух;

- для расширения области применения газотурбокомпрессора предусматривается возможность установки у них сопловых аппаратов, диффузоров и роторов с различными основными конструктивными размерами;

- основные элементы проточных  частей одноступенчатых осевых  турбин выполняется аналогично.

Газовыпускная турбина  состоит  из следующих основных элементов: корпуса  турбины, газоподводящих каналов, силового агрегата, ротора с диском и лопатками, подшипников и уплотнений.

Газоподводящие каналы (улитки) имеют сложную конфигурацию и подвергаются воздействию горячих газов (400-600^оС). Конструкция улитки должна предусматривать возможность свободного расширения при нагреве без нарушения плотности с примыкающими деталями остальной части корпуса., должны иметь по возможности минимальные тепловые и гидравлические потери,обеспечивать равномерный подвод газов к окружности колеса и иметь минимальные радиальные габариты. Улитки изготовляют из чугуна или стали, для дизелей легкого типа – из алюминия или сварные. Сопловой  аппарат турбины представляет собой направляющий лопаточный аппарат, в котором газы частично расширяются, и при этом обеспечивается заданный угол выхода потока газов из сопел (16-20^о). Лопатки сопловых аппаратов должны быть профилированные, профиль лопаток по высоте делается постоянным, что упрощает изготовление лопаток. Турбинные колеса являются частью общего ротора газотурбокомпрессора, выполняют из жаропрочных сталей. Лопатки турбины можно закреплять  в диске особым замком, приваривать, фрезеровать заодно с диском, отливать совместно с диском. Средняя часть корпуса газотурбокомпрессора изготовляется:неохлаждаемой,с изоляционными экранами, защищающими воздушную часть;  с охлаждением и с защитной изолирующей стенкой; полностью охлаждаемой.Часть вала, проходящая  через газовую полость должна быть защищена от воздействия газов защитным кожухом. Турбокомпрессоры  центробежного типа расположены в отдельном корпусе, присоединяемом к средней газовой части.

Компрессор состоит  из следующих  основных частей: всасывающей  камеры, направляющего аппарата, рабочего колеса, диффузора и улитки.  Всасывающая  камера  компрессора представляет собой специальную отливку, снабженную глушителем шума и воздушным фильтром. Неподвижный направляющий аппарат представляет собой решетку неподвижных лопаток, направляющих воздух в сторону вращения колеса; регулирование достигается поворотом лопаток. Вращающийся направляющий аппарат образуется загнутыми передними кромками лопаток рабочего колеса компрессора.Рабочие колеса компрессора используются  в настоящее время полузакрытого типа с радиально-направленными лопатками. Колеса компрессоров изготовляют из алюминиевых сплавов посредством центробежной отливки. Фрезерованные колеса состоят из двух частей: колеса с радиальными лопатками и приставного вращающегося направляющего аппарата. Наиболее  простые и дешевые – цельнолитые колеса турбокомпрессоров из алюминиевых сплавов.

Диффузоры, служащие для  преобразования кинетической энергии  воздуха за рабочим колесом и  работы сжатия, применяют трех типов: безлопаточные (щелевые), лопаточные и  улиточные. Безлопаточные диффузоры  представляют собой цилиндрическую кольцевую полость. Расположенную  непосредственно за наружным диаметром  колеса и имеющую постоянную или  увеличивающую ширину. Лопаточные диффузоры  представляют собой круговую решетку  из направляющих лопаток.

 

 

 

 

 Для дизелей с наддувом средней и большой мощности широкое применение  нашли осевые турбины благодаря ряду преимуществ по сравнению с радиальными турбинами:надежность работы подшипников при  повышении быстроходности турбин; создание турбины большой мощности с высоким КПД;небольшие габариты корпуса.

К недостаткам осевых турбин относятся: более низкий КПД при  относительно малых расходах газа; несколько меньшему теплоперепаду; более сложному в изготовлении  рабочего колеса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Предварительный расчет турбонаддувочного агрегата

 

1.1.Давление наддува P_k= 0,19 МПа = 190000 Па;

 

1.2. Мощность дизеля N_e= 1600 кВт = 1600000 Вт;

 

1.3. Температура газов перед турбиной Т_г= 798 К;

 

1.4.  Тип турбокомпрессора – ТК с лопаточным диффузором

 

1.5. Удельный расход топлива b_e(для четырехтактных ДВС b_e= 0,15…0,25 кг/(КВт*ч)

b_e  = 0,20 кг/(КВт*ч); Прототип N21AL-V(yanmar)6чн 21/29

 

1.6. Коэффициент избытка воздуха, α ( можно принять α =2,0);

 

1.7. Коэффициент продувки, ϕ_a( можно принятьϕ_a=1,15….1,30)

ϕ_a = 1,20

 

1.8. Теоретическое количество воздуха , необходимое для полного сгорания 1кг топлива ( с ориентацией на дизельное топливо принимаем L_o=14,35 кг/кг;

 

1.9. Расход воздуха, необходимый для наддува:

G = 1/3600 *b_e*N_e* α*L_o*ϕ_а= 1/3600 *0,20*1600*2,0 *14,35*1,20 = 3,061 м/с

 

1.10. Потери давления на входе в компрессор определяются конструкцией входного патрубка и типом воздушного фильтра. В предварительном расчете следует принять потери давления на входе в пределах P_вх= 1000….5000 Па. 

P_вх= 3000 Па ;

 

1.11. Потери давления на выходе из компрессора определяются, в основном, сопротивлением воздухоохладителя,P_вых= 3000….6000 Па.      

P_вых= 5000 Па;

 

1.12. Давление воздуха перед рабочим колесом компрессора:

P_о=Р_а -P_{вх ,}

где Р_а – барометрическое давление(Р_а =0,1013 МПа =101300Па);

P_о= 101300 -3000 = 98300Па

 

1.13. Давление воздуха за спиральной камерой:

P_{5 =} P_{k +} P_{вых =} 190000 +5000 = 195000 Па

 

1.14. Степень повышения давления в компрессоре

π_к = P₅/P_о= 195000/98300 = 1,983 Па

 

1.15. Температура атмосферного воздуха, принять Т_а= 288 К;

 

1.16. Удельная газовая постоянная воздуха, R = 287,3 Дж/(кг*К);

 

1.17. Показатель адиабаты воздуха, к = 1,4;

 

1.18. Изоэнтропийная работа сжатия в компрессоре:

H_ка = к/(к-1)*R* Т_а* (π_к^к-1/к- 1)

H_ка=1,4/(1,4-1)*287,3*288*(1,983^1,4-1/1,4-1) = 62602 Дж/кг

 

1.19_. КПД компрессора, принять в пределах η_к= 0,75…0,82 ,

η_к= 0,8

 

1.20. Действительная работа сжатия в компрессоре

H_к =H_ка/ η_к = 62602/0,8 = 78253,5 Дж/кг

 

1.21. Расход газа в турбине:

G_г=G* (1+ 1/α*ϕ_а*L_o) = 3,061* ((1+ 1/(2,0*1,2*14,35)) = 3,15 кг/с;

 

1.22. КПД турбины, принять в пределах  η_т= 0,76….0,84,

η_т  = 0,84

 

1.23. Механический КПД турбокомпрессора, принять в пределахη_м= 0,96….0,98,

η_м =0,96  0,99^4=0,97;

 

1.24. Изоэнтропийная работа расширения газа в турбине:

H_{та =}G*H_к/ G_г * η_{т  *}η_м = 3,061*78212/3,15*0,84 *0,97 = 93330,1Дж/кг

 

1.25. Степень понижения адиабаты давления в турбине:

 π_т= 1/ [ 1- H_та/ ((х/(х-1)*  R_г*Т_г)]^х/х-1,

гдех–показатель адиабаты газа, принятьх=1,33

R_г–удельная газовая постоянная, принятьR_г =288,4 ДЖ/кг*К

π_т = 1/ [ 1- 93330,1 / ((1,33/(1,33-1)*  288,4*798)]^1,33/1,33-1 = 1,53

1.26. Потеря давления в патрубке за турбиной принять P_вых =1000….2000 Па,

P_вых = 1500 Па;

 

1.27. Давление газа за турбиной:

P₄ = Р_{а +}P_вых = 101300 + 1500 = 102800 Па;

 

1.28. Давление газа перед турбиной:

P₃=Р_4* π_т=102800 *1,53 = 157621,9 Па;

 

1.29. Мощность компрессора

N_{к =} G*H_к = 3,061 *78253,5 = 239559,8 Вт;

 

 

1.30. Мощность турбины

N_{т =} G_г*H_{та *} η_{т =} 3,15 * 93277,12 *0,84 = 246968,88 Вт;

 

Вывод: в предварительном расчете турбонаддувочного агрегата были определены исходные данные для газодинамического расчета компрессора и турбины. Проверкой правильности , выполненного расчета, является выполнение условия:

N_к/N_{т  =}η_м(п. 23)

239559,8 / 246986,88 = 0,96

Так как условие выполняется , следовательно расчет выполнен верно.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет центробежного компрессора

 

2.1. Температура воздуха после глушителя принимаем Т_о=Т_а =288, К;

 

2.Коэффициент напора, . Его можно принять по прототипу или выбрать из таблицы № 2.2.

 выбираем из таблицы № 2, = 1,35 (для ТК с безлопаточным диффузором Н‾  в пределах 1,30...1,35 для D₂ = 500....640 мм η_к = 0,76 (пределы для η_к= 0,75…...0,78).

 

2.3. Окружная скорость на наружном диаметре колеса:

U₂=√2 *H_ак/ =√(2 * 62602)/1,35 = 304,540 м/с;

 

2.4. Коэффициент расхода на входе в рабочее колесо, принимаем =0,25….0,35 ,

=0,3

 

2.5. Меридиональная скорость на входе в рабочее колесо:

C₁ = *U₂=0,3 * 304,540 = 91,362 м/с;

 

2.6. Температура воздуха перед колесом:

 Т₁= Т_о –((C₁²/2*(к/к-1)*R)) = 288 – ((91,362²/2*(1,4/1,4-1)*287,3)) = 283,8 К;

 

2.7. Показатель политропного процесса во входном устройстве, принять n = 1,35…1,39,

n =1,37;

 

2.8. Давление воздуха перед рабочим колесом:

P_{1 =}P_о*(Т₁/Т_о)^n/n-1= 98300* (283,8/288)^1,37/1,37-1 = 93155 Па;

 

2.9. Плотность воздуха на входе в колесо:

  ρ₁ = P₁ / R *Т₁= 93155/287,3 *283,8 = 1,142 кг/м³;

 

2.10. Площадь проходного сечения на входе в рабочее колесо:

F₁=G/ (ρ₁*C₁) = 3,061/ (1,142* 91,338) = 0,029 м²;

 

2.11. Относительный внутренний входной диаметр, принять в пределах = 0,15…0,25,

  = 0,2 м;

 

2.12. Относительный внешний диаметр, принять в пределах =0,45….0,65

  = 0,50 м;

 

2.13. Наружный диаметр рабочего колеса:

D₂ =√4*F₁/π ( ²- ²)= √4*0,029/((3,14* (0,50²- 0,2²)) = 0,422м = 422 мм;

D_2, , η_к попадают в указанные в таблице 2 пределы.

 

2.14. Внутренний входной диаметр:

D_о = *D₂ = 0,2 * 0,422 = 0,084 м;

 

2.15.  Внешний входной диаметр:

D_н = *D₂= 0,50 *0,422 = 0,210 м;

 

2.16.  Средний диаметр на входе в колесо:

D₁₌√(D_н²⁺D_о²)/2 =√(0,210²+ 0,084²)/2 = 0,160 м;

 

2.17. Окружная скорость на среднем входном диаметре:

U_{1 =}  U₂* (D₁/ D₂) = 304,540*( 0,160 / 0,422) = 115,96 м²/сек;

 

2.18. Частота вращения ротора компрессора:

n = (60*U₂)/ (π* D₂) =(60* 304,540)/ (3,14* 0,422) =13795,32 об/мин;

 

2.19. Число лопаток колеса, принимаем z =12…..23,

z =14;

 

2.20. Коэффициент уменьшения напора:

μ  = 1/ [1+(2*π)/ (3* z_к) * 1/((1- (D₁/ D₂)²)

μ =1/((1+(2*3,14)/ (3* 14) * 1/((1- (0,160/0,0,422)²)= 0,851

 

2.21. Коэффициент потерь трения диска, принимаем а=0,04…0,08,

                                                   а=0,06;

2.22. КПД компрессора:

η_к=Н‾_к/ 2*μ + а = 78253,5 /2*0,851 + 0,06 =0,766

 

2.23. Толщина лопасти на входе в колесо принимаем: δ₁=2….5 мм

                                                  δ₁ = 3мм = 0,003м;

2.24. Угол потока на входе в колесо на среднем диаметре:

β₁ = arctg(С₁\ U₁) = arctg(91,362 /115,96) = 38,2 град.

 

2.25. Угол атаки на входе в колесо, выбираем i = 2….5^о при =0,25….0,30 и

i = 4….10^о при = 0,30….0,35

i =4^о

 

2.26. Угол установки лопасти для среднего диаметра входного сечения

β_1л =  β_{1 +}i = 38,2+4 = 42,2 град.

 

2.27. Угол установки лопасти для наружного диаметра входного сечения:

                                 β_нл= arctg ((D₁+2С) /(D_н+2С) *tg β_1л))

     где С –  среднее смещение центров фрезерования  образующих лопаток от оси  колеса;

   С = 1

β_нл = arctg ((0,160+2*1) /(0,210+2*1) *tg42,2)) = 34,6 град.

 

2.28. Угол установки лопасти на диаметре D_о:

β_ол=arctg ((D₁+2С) /(D_о+2С) *tg β_1л));

β_ол=arctg ((0,160+2*1) /(0,084+2*1) *tg42,2)) = 59,9 град.

 

2.29. Коэффициент стеснения на входе в колесо:

τ₁ = 1–((δ₁*z_к) / (π*D₁*sin  β_1л))

τ₁ = 1–((0,003*14) / (3,14*0,160 * sin42,2)) = 0,876

 

2.30. Скорость потока на входе в колесо с учетом стеснения:

C₁^/=C_1/τ = 91,362 /0,876 = 104,28 м/с;

 

2.31. Коэффициент расхода на входе в колесо, принимаем m₁= 0,9…..1,0

m₁= 0,95;

 

2.32. Площадь проходного сечения по горловинам входа в рабочее колесо:

f₁=(G*sinβ₁)/(m₁*ρ₁*C₁)f₁

f₁=(3,061*sin38,2)/(0,95*1,142*91,362) = 0,0191 м2

 

2.33. Диаметр горловины на входе:

α₁=(π*D₁*sin  β₁)/(m_{1 *}z_к)

α₁=(3,14*0,160*sin38,2)/(0,95*14) = 0,023 м

 

2.34. Угол потока на диаметре D_нс учетом стеснения:

β_н=arctg ((C₁^{/ *} D₁) /(U_{1 *}D_н))

β_н=arctg((104,28 *0,160) / (115,96 *0,210)) = 34,4 град.

 

2.35. Относительная скорость на диаметре D_н:

ω_н= C₁^//sin  β_н = 104,28/ sin34,4 = 184,64 м/с

 

2.36. Приведенная скорость на диаметре D_н :

λ_ω=ω_н/ (18,3 * √Т_о) =184,64/(18,3 * √288) = 0,594 м/с

 

2.37. Температура воздуха на выходе из колеса:

Т₂= Т₁+ (μ +а/2 –μ²/2)*((U₂²/ (к/к-1)*R ))

Т₂=283,8 + (0,851+0,06/2–0,851²/2)*((304,504²/(1,4/1,4-1)*287,3)) = 331,71 К;

 

2.38. КПД колеса компрессора, принимаем η₂= 0,88…0,93

η₂= 0,9

 

2.39. Показатель  степени политропного процесса в колесе:

n₁/n-1 =(к/к-1) *η₂=(1,4/1,4-1) *0,9 = 3,15

 

 

2.40_.Давление на выходе из колеса:

P₂= P₁* (Т_2/Т₁)^n1/n-1 = 93155*(331,71_/283,8)^3.15 = 152186,8 Па

2.41.  Плотность воздуха на выходе из колеса:

ρ₂ = P₂/(R*Т₂) = 152186,8/(287,3*  331,71) = 1,596 кг/м³

 

2.42. Окружная составляющая скорости на выходе из рабочего колеса:

C_2u= μ *U₂=0,851* 304,540 = 259,2 м/с

 

2.43. Радиальная составляющая скорости на выходе из рабочего колеса:

C_2r= (0,9….1,1)*C₁=1,0* 91,362 = 91,362 м/с

 

2.44. Абсолютная скорость на выходе из рабочего колеса:

C₂ = √ C_2r² +  C_2u²= √ 91,362² +259,2² = 274,839 м/с

 

2.45. Температура воздуха на выходе из колеса по параметрам торможения:

Т₂^*=Т₂+((C₂²/(2*к/к-1*R))

Т₂^*= 331,71+((274,83²/(2*1,4/1,4-1*287,3)) = 369,271 К

 

2.46. Энергия, подведенная к потоку в рабочее колесо:

L = к/к-1 * R (Т₂^{* -} Т_о) = 1,4/1,4-1 * 287,3* (369,271 ^- 288) = 81722,04 Дж/кг

 

2.47. Угол потока на выходе из рабочего колеса в абсолютном движении:

a₂ = arctg(C_{2r /} C_2u) = arctg(91,362/259,2) = 19,4 град.

 

2.48. Ширина рабочего колеса  на выходе:

b₂ = G / π*D₂ * ρ₂*C_2r

b₂= 3,061 /3,14*0,422*1,596*91,362 = 0,015м

 

2.49. Диаметр выходного сечения безлопаточного  диффузора:

D₃= (1,1….1,2)*D₂= 1,15 *0,422 = 0,485 м;

 

2.50. Скорость воздуха на выходе из безлопаточного диффузора:

C₃ = C_{2 *}(D₂/ D₃ )= 274,839 _*(0,422/ 0,485) = 238,990 м/с

 

2.51. Температура воздуха на выходе из безлопаточного диффузора:

Т₃=Т₂+((C₂^{2 -}C₃²)/(2*к/к-1*R))

Т₃ =  331,71 + ((274,839^{2 -}238,990²)/ (2*(1,4/1,4-1)* 287,3)) = 340,870 К

 

2.52. КПД безлопаточного диффузора, принимаем η₃= 0,6……0,8

η₃= 0,7

 

2.53.  Показатель степени политропного процесса в безлопаточном диффузоре:

n/n -1 =к/к-1 * η₃= 1,4/1,4-1 * 0,7 = 2,45

 

2.54. Давление воздуха за безлопаточным диффузором:

P_{3 =} P_{2 *}(Т_3/Т₂)^{n/ n -1} = 152186,8 _*(340,870 / 331,71)^2,45  = 162689,1 Па

 

2.55. Плотность воздуха за безлопаточным диффузором

ρ₃ =P₃/(R*Т₃) = 162689,1/(287,3 * 340,870) = 1,661 кг/м³

 

2.56. Расходный коэффициент в безлопаточном диффузоре, принимаемm₃=0,9…1,1

m₃=1,0

 

2.57. Площадь диффузора на выходе:

f_d=G/(m₃* C₃*ρ₃) = 3,061/(1,0* 238,990*1,661) = 0,007 м²

 

2.58. Ширина безлопаточного диффузора на выходе, принимаем

b₃=(0,9……1,1)* b₂ =1,0*0,015 = 0,015м

 

2.59. Угол потока на выходе из безлопаточногодиффузора:

a₃= arcsin ((m₃*f_d/π*D₃* b₃))

   a₃=  arcsin ((1,0*0,007/3,14*0,485* 0,015)) = 18,635 град.

 

2.60.  Число лопаток лопаточного диффузора, принимаем z_d= 13,17,19,23,29,.. (ряд простых чисел)

z_d= 17;

 

2.61. Диаметр горла на входе в лопаточный диффузор:

 α₃= f_d/b₃ *z_d=0,007/  0,015*17= 0,028 м

 

2.62. Входной угол лопаточного диффузора:

a_3л =a₃+ (2….5)^о = 18,635+ 3 = 21,635 град.;

 

2.63. Угол лопатки диффузора на выходе:

a_4л =a_3л+(10….18)^о= 21,635 +14 = 35,635 град.;

2.64. КПД лопаточного диффузора, принимаем:η₄= 0,7……0,85

η₄ = 0,8

 

2.65. Показатели степени уравнений политропного процесса в лопаточном диффузоре:

n/n -1 =к/к-1 * η₄= 1,4/1,4-1 * 0,8 = 2,8

1/n -1 =(n/n -1) -1 = 2,8-1 = 1,8

 

2.66. Ширина лопатки диффузора на выходе, принимаем b_{4 ≥}b₃, но при этом угол раскрытия диффузора в меридиональной плоскости должен быть меньше 4….6^о;

b₄ =b₃ = 0,015м

2.67. Степень геометрическойдиффузности лопаточного диффузора, принимаем = 1.7…2.5;

= 2,0

 

2.68. Угол потока на выходе из лопаточного диффузора:

a₄ =a_4л- (1….3)^о = 35,635 -2 = 33,635 град

 

2.69. Диаметр выходного сечения лопаточного диффузора:

D₄ = * ((D₃*b₃*sina₃) / (b₄*sina₄* к_τ))

где к_τ=0,95…..1,0; к_τ принимаем = 0,98

D₄=2,0*((0,485* 0,015*sin18,6) / (0,015 *sin33,6* 0,98)) = 0,571 м

 

2.70. Площадь лопаточного диффузора на выходе:

f₄ = π* D₄* b₄*sina₄ *к_τ= 3,14* 0,571* 0,015*sin 33,6 *0,98 = 0,015м²

 

2.71. Скорость потока на выходе из лопаточного диффузора и температура воздуха за     ним определяется из совместного решения двух уравнений:

C₄=C₃*(1/ )*(Т₃/ Т₄)^{1/ n -1}

Т₄=Т₃+ ((C₃^{2 -}C₄²)/ (2*к/к-1*R))

Для решения системы уравнений  с двумя неизвестными методом  подбора  принимаем

C₄=106,1м/с;

Т₄=Т₃+ ((C₃^{2 -}C₄²)/ (2*к/к-1*R))

Т₄ = 340,870+ (238,9²– 106,1²)/ (2*1,4/1,4-1*287,3)) = 363,9 К

C₄=C₃*(1/ f^-)*(Т₃/ Т₄)^{1/ n -1}=238,9*(1/2,0)* (340,870/363,9)^1,8= 106,1 м/с

 

2.72. Давление воздуха за лопаточным диффузором:

P₄=P₃*(Т₄/ Т₃)^{n/n -1}=162689,1* (363,990/ 340,870 )^2,8 = 195506,6 Па

 

2.73. Плотность воздуха за лопаточным диффузором:

ρ₄=P₄/ R * Т₄ = 195506,6/287,3 * 363,9 = 1,869 кг/м³

 

2.74. Радиус дуги средней линии лопатки:

R= (D₄²- D₃²)/ ((4*( D₄* cosa_4л- D₃* cosa_3л)

R= (0,571²-0,485²)/ ((4*(0,571* cos35,6 - 0,485*cos21,6) = 1,7 м

 

2.75. Радиус окружности центров

R_ц= √R^{2 +}R₃² –(2*R*R₃*cosa_3л)

гдеR₃ = D₃/2 = 0,485/2 = 0,242 м

R_ц=√1,7²+(0,485/2)² – (2*(0,485/2) *1,7* cos21,6) = 1,48 м

 

2.76. Расходный коэффициент в лопаточном диффузоре, принимаем m₄= 1,0….1,05

m₄ = 1,03

 

 

 

2.77.  Площадь выходного сечения лопаточного диффузора по горловинам:

f_4d=G/(m₄*к_τ*C₄*ρ₄)

f_4d = 3,061/ 1,03*0,98*106,1 * 1,86 = 0,0152 м²

 

 

2.78. Диаметр горловины на выходе из лопаточного диффузора:

                  α₄=f_4d/b₄*z_d= 0,0152 /0,015 *17 = 0,056 м

 

2.79. Средний угол раскрытия эквивалентного диффузора:

δ=arctcg ((√b₃*τ₃*sina_3л) /(D_{3 *}z_d) * (√f^- -1) / (D₄/ D₃) *2* sina_ср))

δ = arctcg ((√0,015* 0,85* sin21,6) /(0,485 _*17) * (√2-1) / (0,571/0,485) *2* sin28,6)) = 15,1 град.

где τ₃– коэффициент  загромождения диффузора на выходе, принятьτ₃= 0,8…0,9

                                                   τ₃= 0,85

a_ср= (a_3л+a_4л) /2 =(21,6 +35,6)/2 = 28,6 град.

 

2.80. КПД улитки, выбираем а пределахη₅= 0,40……0,65

η₅= 0,60

 

2.81. Показатель степени уравнений политропного процесса в улитке:

n/n -1 = к/к-1 * η₅=1,4/1,4-1 *0,60 = 2,1

 

2.82.Скорость потока на выходе из улитки принять:

C_к= (0,6…..1,0) *C₁ = 0,7*91,362 = 63,953 м/с

 

2.83. Температура газа на выходе из улитки:

Т_{к =}Т₄+((C₄²-C_к²) /(2*к/к-1*R))

Т_{к =}363,9+((106,1²- 63,9²) /(2*1,4/1,4-1*287,3)) = 367,563 К

 

2.84. Давление газа на выходе из улитки:

P_к = P₄*(Т_к/ Т₄)^{n/n -1}= 195506,6*(367,5/ 363,9)^2,1 = 199557,8 Па

 

2.85. Плотность газа на выходе из улитки:

ρ_к=P_к/ R * Т_к= 199557,8/ 287,3 * 367,5 = 1,889 кг/м³

 

2.86.Площадь проходного сечения на выходе из улитки:

F_у=G/ (C_к*ρ_к) = 3,061/ (63,953 *1,889) = 0,025 м²

 

2.87. Степень повышения давления в компрессоре:

π_к^/ =P_к/Р_а= 199557,8/101300 = 1,969

 

2.88. Мощность компрессора на валу:

N_к^/ ₌ G*H_ак/ η_к=  (3,061 * 62602) /0,76 = 250178,4 кВт

 

 

 

2.89. Погрешность расчетной степени сжатия в компрессоре:

δ_{π =} (π_к-π_к^/)/π_к^/*100% ≤ 5%

             δ_{π =} (1,983-1,969)/1,969*100% = 0,698%< 5%

 

2.90. Погрешность расчетной мощности компрессора:

                                   δ_N=( N_к-N_к^/) /N_к^/*100% ≤ 5%

δ_N= (239559,8- 250178,4) /250178,4*100%  = 4,2% < 5%

Вывод: В данном расчете  были определены параметры воздуха (С,Т,Р,ρ и др.) для центробежного компрессора, а также геометрические данные компрессора, которые будут использоваться для построения проточной части центробежного компрессора (D_о, D_н,, D₁,D₂, D₃, D₄ , b₂, b₃, b₄)

        Проверкой  правильности  выполненного  расчета,  является определение погрешностей, расчетной степени сжатия и  мощности компрессора , которые  находятся в допустимом пределе  < 5%