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
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.
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,