Газодинамический расчет проточной части центробежного компрессора дизеля по среднему диаметру и профилирование ее элементов

Содержание

Введение

1. Газодинамический расчет компрессора

1.1 Исходные данные для расчета

1.2 Основные показатели компрессора

2. Параметры воздушного потока на входе в РК

2.1 Геометрические параметры РК

2.2 Кинематика потока на входе в колесо

2.3 Параметры воздушного потока на выходе из колеса

2.4 Определение параметров воздушного потока и геометрических параметров безлопаточного (щелевого) диффузора

2.5 Определение параметров воздушного потока и геометрических параметров лопаточного диффузора

2.6 Определение параметров воздушного потокав улиточном воздухосборнике и на выходе из компрессора

3. Профилирование колеса компрессора

3.1 Профилирование лопатки ВНА

3.1.1 Метод параболы

3.1.2 Профиль канала ВНА

3.2 Профилирование меридионального сечения рабочего колеса

4. Профилирование лопаточного диффузора

4.1 Построение лопаток диффузора, очерченных дугой окружности

5. Профилирование воздухосборника

Литература

Введение

Повышение производительности тракторов и автомобилей определяется их энерговооруженностью. Поэтому одна из основных тенденций развития ДВС является повышение агрегатной мощности, при этом повышение мощности не должно сопровождаться существенным увеличением габаритов и массы двигателя. Решение данной задачи достигается применением наддува двигателя внутреннего сгорания, т.е. увеличение массового заряда воздуха путем повышения давления, создаваемого специальным компрессором, при одновременном увеличение подачи топлива. Этот путь повышения мощности наиболее целесообразно осуществлять при условии привода компрессора от газовой турбины, работающей на энергии отработанных газов.

Совершенствование дизелей в направлении увеличения агрегатной мощности и улучшения его технико-экономических показателей методом газотурбинного наддува является наиболее характерной тенденцией дизелестроения последнего времени.

В настоящее время применение газотурбинного наддува позволяет повысить мощность автомобильных и тракторных двигателей на 50-150%.

Сочетание ПДВС и турбокомпрессора открывает возможности получения необходимых характеристик силовой установки. Чтобы применение газотурбинного наддува позволило решить поставленные задачи, турбокомпрессор должен иметь благоприятные для двигателя характеристики и высокие КПД.

компрессор газотурбинный наддув центробежный

1. Газодинамический расчет компрессора

1.1 Исходные данные для расчета

Ро=125000 - давление окружающей среды, Па;

То=320 - температура окружающей среды, К;

Пк=1.9 - степень повышения давления в компрессоре;

Gv=0.43 - расход воздуха, кг/с;

1.2 Основные показатели компрессора

Адиабатическая работа сжатия в компрессоре

Lад=R×Ta (1)

где К=1.4 - показатель адиабаты

R=287.3, Дж/кг*град. - газовая постоянная для воздуха

Та=То - = 294.35 - температура воздуха на входе во входное устройство компрессора.

Lад=R×Ta=47896,17 [Дж/кг]

Са=70, м/с - скорость воздуха на входном устройстве колеса.

На основание опытных данных выбираем коэффициент адиабатического напора ψ=0.58…0.73, при этом следует

руководствоваться рекомендациями (1. табл.2.1)

Окончательный выбор ψ=0.68

Необходимая окружная скорость на выходе из РК.

U2==264,6779, м/с U2<500…520 м/с

. Параметры воздушного потока на входе в РК.

Значение абсолютной скорости выбираем в пределе С1=40…150м/с

принимаем С1=144,6325 м/с.

Производим проверку на устойчивость движения потока в колесе компрессора С1/U2 С1/U2=0,5464

Температуру воздушного потока на входе в РК компрессора определяем по уравнению энергии Qнар=0.

Т1=Та - =282,5928, К

где Ср=1005-теплоемкость воздуха при постоянном давлении, Дж/кг×гр.

Оценим потери на трение во входном устройстве

Lтр=ζ= 627,5568, Дж/кг

где ζ = 0.06 - коэффициент потерь энергии во входном устройстве для осевого входа.

Найдем показатель политропы процесса, происходящего во входном устройстве:

=-→ n=1,36858

Давление воздуха на входе в РК:

Р1=Ро=89452,84, Па

Плотность воздуха на входе в колесо:

ρ1=Р1/ (RT1) = 1,101787, кг/м3

Площадь на входе:

F1=Gв/ (ρ1×C1) = 2,510132Е-03, м²

2. Параметры воздушного потока на входе в РК

2.1 Геометрические параметры РК

Диаметр колеса на входе:

D1==64 мм, выберем D1=64 мм

где D0/D1=0.25.0.5, выбираем D0/D1=0,46875

Диаметр втулки рабочего колеса:

D0= (D0/D1) ×D1=30 мм, выбираем D0=30 мм.

Диаметр рабочего колеса:

D2=D1/ (D1/D2) =110 мм, выбираем D2=110 мм.

где D1/D2=0.55.0.75 на основание статических данных, выбираем D1/D2=0,581818

D1ср=0.5 (D1-D0) +D0=47мм

Шаг лопаток на среднем диаметре колеса на входе:

t1ср=πD1ср/zл=9,2284 мм

где zл=16 - число лопаток на среднем диаметре колеса на входе, выбирается

по аналогии с существующими конструкциями zл=12…25

Коэффициент загромождения входа на среднем диаметре:

τ1ср=1-δ1ср/t1ср=0,92 мм

где δ1cр - толщина лопатки на среднем диаметре. Величина δ1ср/t1ср=0.08…0.1 на основание статических данных по существующим конструкциям. Окружная скорость на среднем диаметре входа:

U1ср=U2×D1ср/D2=113,0896 м/с

Угол входа потока на среднем диаметре:

β1=arctg (С1/U1ср) = 51,97778 град.

при осевом входе С1а=С1. Угол установки лопаток ВНА на среднем диаметре:

β1ср=β1+ i=53,97778 град.

где i=4 град. - угол атаки, выбирается в пределах i=2…4 град.

2.2 Кинематика потока на входе в колесо

Меридиональная скорость на входе в колесо:

C1m=C1a/τср=157, 2092 м/с

Относительная скорость на входе в колесо на среднем диаметре:

W1ср==193,6595 м/с

Определим обороты рабочего колеса:

nk==45954,31 об/мин.

Скорость звука на входе в РК:

а1=20.1=338,3435 м/с

Окружная скорость колеса на диаметре D1:

U1=U2 (D1/D2) =153,9944 м/с

Относительная скорость на диаметре D1:

W1==220,0659 м/с

Число маха:

Mw1=W1/a1=0,6504216

чтобы избежать значительных потерь от скачков уплотнения необходимо иметь Mw1≤ (0.85.0.95).

2.3 Параметры воздушного потока на выходе из колеса

Коэффициент мощности РК:

μ==0,8619694

Радиальная составляющая абсолютной скорости:

C2r= (1.05.1.1) ×C1=151,8641 м/с

Окружная составляющая абсолютной скорости:

C2u=μ×U2= 228,1442 м/с

Угол направления потока воздуха на выходе из колеса:

α2=arctg (C2r/C2u) = 33,64971 град.

Потери энергии в РК:

а) потери во вращающемся направляющем аппарате

Lтр1=ζ1×=4312,961 Дж/кг

где ζ1=0.23 - коэффициент потерь энергии на трение в ВНА, ζ1=0.1…0.3

б) потери энергии на поворот потока и трение в межлопаточных каналах

Lтр2=ζ2×=2306,271 Дж/кг

где ζ2=0.2 - коэффициент потерь энергии на поворот потока

и трение в межлопаточных каналах, ζ2=0.1…0.2

в) потери энергии на трение диска о воздух

Lд=αд×=4203,262 Дж/кг

где αд=0.06 - коэффициент потери энергии на трение диска о воздух,

αд=0.04…0.06. Суммарные потери в колесе:

Lтр=Lтр1+Lтр2+Lд=10822,49 Дж/кг

Температура воздуха за РК с учетом теплообмена:

Т2=Т1+ (μ+αд×0.5-) ×/=319,4959 K

Показатель политропы процесса, происходящего в колесе:

=→ n=1.618629

где Qнар=0.5Lд. величина показателя политропы в РК находится в пределах 1.45…1.65. Давление воздуха за колесом:

Р2=Р1 =123328,5 Па

Плотность воздуха:

ρ2=Р2/ (R×P2) = 1,343577 кг/м^3

Абсолютная скорость потока за РК:

С2==274,0666 м/с

Относительная скорость потока на выходе из колеса и ее составляющие:

W2r=C2r=151.8641 м/ с

W2==156, 1967 м/с

Шаг лопаток на выходе из колеса:

t2=π×D2/zк=21,59845 мм

Коэффициент загромождения выхода из РК:

τ2=1-δ2/t2=0,9423569

где δ2=1 мм, - толщина лопаток на диаметре D2. Толщина лопаток

по статическим данным находится в пределах (1…1.5) мм.

Ширина колеса на выходе:

при этом отношение b2/D2 обычно составляет: b2/D2=0.04…0.07.

b2/D2=0.0547 соответствует пределу.

Определим адиабатический КПД колеса по полному напору:

ηрк==0,8426666

где Lэ= (μ+α)

Lад. рк - адиабатная работа в каналах колеса

Lад. рк==27329,18 Дж/кг

Определим число маха на выходе из колеса:

M2==0,7618089

2.4 Определение параметров воздушного потока и геометрических параметров безлопаточного (щелевого) диффузора

Ширина безлопаточного диффузора на выходе принимается по статическим данным

b3= (0.95…1.0) b2=0.006019 м.

Наружный диаметр щелевого диффузора выбирают по следующим рекомендациям:

D3= (1.07.1.18) D2=123,2 мм.

Определим в первом приближении плотность на выходе из диффузора, приняв показатель политропы nд=1.6, при b2=b3

ρ3=ρ2=1,528102 кг/м^3

Найдем угол выхода потока из щелевого диффузора:

α3=arctg=31,60886 град.

Радиальная составляющая и полная скорость потока на выходе из диффузора:

С3r==118,1345

С3==225,3968 м/с

Температура на выходе из диффузора:

Т3=Т2+=331,7975 К.

Работа трения в диффузоре: (b2=b3=b)

Lтр=0.5 b3×ξтр=1280,149 Дж/кг.

где αср= (α2+α3) /2=32,62968 град.

ξтр=0.01 - коэффициент потерь энергии на трение ξтр=0.0075…0.01

Найдем показатель политропы в процессе протекающего в щелевом диффузоре:

 =→ nд=1,481507

Давление воздуха на выходе из щелевого диффузора:

Р3=Р2=138531,3 Па.

Проверим плотность воздуха на выходе из диффузора:

ρ3= ρ2 =1,463244 кг/м^3

т. к показатель политропы и плотности принятых ранее и в результате расчета почти равны, то повтор расчета производить не надо.

Определим адиабатический КПД щелевого диффузора:

ηщ. д===0,8928961

Число маха:

М3==0,6148

2.5 Определение параметров воздушного потока и геометрических параметров лопаточного диффузора

Угол направления потока на выходе из лопаточного диффузора:

α4= α3+ (12…18°) =43,60886 град.

Наружный диаметр лопаточного диффузора:

D4= (1.35…1.7) D2=187 мм.

Высота лопаток лопаточного диффузора на входе и выходе могут быть разные b3≤b4, (но чаще всего b3= b4), b4=0.006019 м.

Число лопаток рекомендуется выбирать zд=12…35.

При этом в избежании усиления пульсации воздушного потока не рекомендуется выбирать число лопаток диффузора кратным числу лопаток колеса.

Выбираем zд=16.

Шаг лопаток на входе в диффузор:

t3=πD3/zд=11,05841 мм.

Шаг лопаток на выходе из диффузора:

t4=πD4/zд=16,78508 мм.

Коэффициент загромождения на входе в лопаточный диффузор:

τ3=1-δ3/ t3=0,97

где δ3 - толщина лопатки лопаточного диффузора; по статическим данным δ3/ t3=0.03…0.05.

Коэффициент загромождения канала на выходе в лопаточный диффузор:

τ4=1-δ4/ t4=0,96

где по статическим данным δ4/ t4=0.02…0.04.

Степень расширения диффузора:

ƒ===1,976886

Угол расширения эквивалентного диффузора:

Угол расширения эквивалентного диффузора должен быть 8…10°

θ==11,02343

Коэффициент потерь энергии в диффузоре:

ζд=ζтр+ζр=0, 1912157

где ζр=3.2К=0.039794 - коэффициент потерь на расширение К=1.7-0.03×θ=1.418, а θ в градусах. ζтр==0,1514208 - коэффициент потерь на трение a3=t3×τ3×sinα3=5,622 мм - входное сечение диффузорного канала λтр=0,02 - коэффициент сопротивления в трубе λтр=0.015…0.025. Скорость на выходе из диффузора:

С4=85,31883 м/с

Температура воздуха на выходе из диффузора:

Т4=Т3+=353,8233 К.

Давление воздуха на выходе из диффузора:

Р4=Р3=164438,4 Па.

Определим число маха:

М4==0,2253587

ηл. д==0,8211

2.6 Определение параметров воздушного потокав улиточном воздухосборнике и на выходе из компрессора

Зададим скорость потока на выходе из улиточного канала воздухосборника Ск=74 м/с из интервала Ск=60…80 м/с.

Находим температуру воздуха на выходе:

Тк=Т4+=354,7359 К.

Потери энергии в улиточном канале:

Lул== 301,7188

где φ0=0.1745 - угол начального участка (языка) улитки

φ0=0.1745…0.262 рад. (10…15°)

ξ=0.0075 - коэффициент потерь на трение ξ=0.005…0.0075

К=С4u×r4=5,77 С4u=C4×cosα4=61,77639 м/с

А=Gв/ (ρ4×4πk×k) =3,129E-03

Показатель политропы сжатия в улиточном воздухосборнике:

 =→ nул=1,776265

Давление воздуха на выходе из компрессора:

Рк=Р4=165410,5 Па.

Плотность воздуха на выходе из компрессора:

ρк=Рк/ (RTk) = 1,623 кг/м^3

Находим степень повышения давления в компрессоре:

πк=Рк/Pa=1,700005

Адиабатическая работа по действительной степени сжатия:

Lад=R×Ta=47896,47 Дж/кг.

Находим коэффициент напора:

ψ1==0,6837043

разница полученного значения коэффициента адиабатического напора и принятого в расчете не должен превышать 3%.

Погрешность расчета:

%= 0,0006%

Эффективная работа:

Lэ= (μ+α) = 64587,98 Дж/кг

Коэффициент полезного действия компрессора:

ηк= Lад/ Lэ=0,7415695

Мощность, потребляемая на привод компрессора:

Nk==25,83519 кВт.

3. Профилирование колеса компрессора

Профилирование канала колеса компрессора направлено обеспечение на расчетном режиме минимальных потерь, обеспечение прочности лопаток колеса. Толщина лопатки ВНА выбирается по статистическим данным: на диаметре D1: на входе в ВНА δ1вх=0.6…0.7мм, на выходе δ1ВНА=1.4…1.5мм выбираем δ1вх=0.6 мм δ1ВНА=1.4 мм на диаметре D0: на входе δ0вх=1.2…1.4мм, на выходе из ВНА δ0ВНА=1.8.2.0мм выбираем δ0вх=1.3 мм δ0ВНА=1.9 мм

Толщина лопатки в выходном сечение колеса на диаметре D2 δ2= (1.1.5) мм выбираем δ2=1 мм. Характер изменения толщины лопатки между диметрами D0 и D2 линейный.

В меридиональном сечение колеса ширина проточной части В= (0.3…0.4) D2, а ширина ВНА b= (0.15…0.2) D2 мм. В=33 мм, в=16,5 мм

3.1 Профилирование лопатки ВНА

Входные кромки лопаток изогнуты по направлению относительной скорости на входе в колесо. Угол изгиба лопатки на среднем радиусе входа

βк1ср= β1ср+i=53,97°

где β1ср - угол направления потока на среднем радиусе входа i - угол атаки 2…4°; i=2°

Профиль лопатки ВНА описывается параболой или лемнискаты.

3.1.1 Метод параболы

Профиль лопатки ВНА описываем дугой параболы y=.

Для обеспечения входа воздуха в рабочее колесо должно обеспечиваться условие

Характеристики параболы определяются

m=x0/ (y0tg β1к); Р=m=28,79 мм

где x0, y0 - координаты точки параболы, в которой

dx/dy=tg β1к; x0=xa=b-r1 (1-cos β1к) =20.92 мм

Примем m=2, тогда выпуклая поверхность лопатки (А) в цилиндрическом сечении описывается уравнением

у=

подчитываем координаты и строим параболу "А" (см. рис.)

Входную кромку лопатки описываем радиусом r1= δ1вх/2 так, чтобы окружность радиусом r1 касалась фронтальной линии решетки и параболы "А", причем касательная к параболе и окружности радиуса r1 в точке А образует с фронтальной линией угол β1к.

К окружности радиуса r1 проводим касательную под углом β’1к= β1к+ (0…1°).

Тогда касания F лежит на вогнутой поверхности лопатки (парабола В)

Определим координаты точек F и А:

ХF=X0’=b - r1 (1+cos β1к) =16,276

ХА= X0=b - r1 (1-cos β1к) =17,13

УА==9,306

УFA= УА+ (sin β1к+sin β’1к) =10,01

Координаты точки F определены в системе координат параболы "А", при этом ХF=X0’ параболы "В". Тогда параметр параболы "В" определится РВ=2 ХFtg β’1к=28,381,а уравнение параболы для вогнутой поверхности лопатки

УВ=

Ордината точки F, определенная по уравнению параболы "В",

УFB==8,548

Разность ординат ΔУ= УFA - УFB=1.4 определяет начало системы координат для расчета и построения параболы "В". Полученная разность координат также определяет толщину лопатки на выходе из ВНА, δ1ВНА= ΔУ.

Парабола "А"