Автоматическое растормаживание колес: Тормозные устройства колес предназначены для уменьшения длины пробега и улучшения маневрирования ВС при...
Механическое удерживание земляных масс: Механическое удерживание земляных масс на склоне обеспечивают контрфорсными сооружениями различных конструкций...
Топ:
Методика измерений сопротивления растеканию тока анодного заземления: Анодный заземлитель (анод) – проводник, погруженный в электролитическую среду (грунт, раствор электролита) и подключенный к положительному...
Теоретическая значимость работы: Описание теоретической значимости (ценности) результатов исследования должно присутствовать во введении...
Комплексной системы оценки состояния охраны труда на производственном объекте (КСОТ-П): Цели и задачи Комплексной системы оценки состояния охраны труда и определению факторов рисков по охране труда...
Интересное:
Влияние предпринимательской среды на эффективное функционирование предприятия: Предпринимательская среда – это совокупность внешних и внутренних факторов, оказывающих влияние на функционирование фирмы...
Берегоукрепление оползневых склонов: На прибрежных склонах основной причиной развития оползневых процессов является подмыв водами рек естественных склонов...
Распространение рака на другие отдаленные от желудка органы: Характерных симптомов рака желудка не существует. Выраженные симптомы появляются, когда опухоль...
Дисциплины:
2019-08-27 | 102 |
5.00
из
|
Заказать работу |
|
|
Входное устройство должно обеспечивать получение минимума гидравлических потерь при безотрывном течении воздуха, что достигается плавным изменением площади поперечных сечений и кривизны стенок канала. Плохая организация течения воздуха на входе неблагоприятно сказывается на процессе сжатия воздуха в рабочем колесе, поэтому входное устройство существенно влияет на КПД компрессора h к и коэффициент напора . Это влияние растёт при высоких степенях сжатия .
В основном применяются три типа входных устройств: осевое, радиально-осевое и коленообразное. Равномерное распределение скоростей даёт осевой вход, обычно применяемый при консольном расположении колеса компрессора. Турбокомпрессоры с расположением подшипников по концам ротора имеют радиально – осевой вход в компрессор, который создаёт неравномерность поля скоростей и давлений перед колесом и, как следствие, - большие гидравлические потери. Поэтому профилирование входного устройства в таких турбокомпрессорах должно производиться с учётом изменения скоростей входа по радиусу.
Существенное влияние на работу компрессора оказывают расположения и форма ребер входных устройств. Ребра не должны располагаться близко к входным кромкам лопаток колеса. Расстояние между ними должно быть не менее (0,2÷0,3) . Здесь – наружный диаметр рабочего колеса компрессора. Толщина ребер должна быть не более (0,03 0,05) . Удаление ребер от входных кромок уменьшает возмущение потока на входе в колесо. В результате улучшаются показатели компрессора, уменьшается шум, особенно высокочастотный, снижается вероятность поломок из-за вибрации.
Коленообразные входные патрубки применяются в том случае, когда по условию компоновки двигателя подвод воздуха необходимо произвести сбоку перпендикулярно оси ротора. Обычно потери в таких патрубках несколько больше, чем в радиально – осевых патрубках.
|
При применении перед входным устройством глушителя шума, воздушного фильтра и всасывающего трубопровода, давление и температура воздуха перед компрессором понижается
, , (3.1)
где - падение давления в фильтре или глушителе шума; - скорость воздуха на входе в компрессор.
Эффективность входного устройства определяется коэффициентом сопротивления z 1, представляющим собой отношение потерь полного давления к кинетической энергии воздуха на входе в колесо
. (3.2)
Для оценки потерь во входном устройстве пользуются также коэффициентом сохранения полного давления
.
Для выполненных конструкций турбокомпрессоров s 1 = 0,975 0,995. Коэффициент z 1 зависит от площадей поперечных сечений на входе во входное устройство и на входе в рабочее колесо, а также от длины и формы канала. Чем больше конфузорность и меньше кривизна стенок каналов, тем меньше потери энергии.
В турбокомпрессорах для наддува дизелей закрутка потока на входе воздуха в компрессор обычно отсутствует, т.е. a 1 = 90° и с 1 = с m. Поэтому скорость воздуха перед колесом определяется из условия
, (3.3)
где - коэффициент расхода компрессора (обычно = 0,20 0,35);
u к - окружная скорость на наружном диаметре D к.
Термодинамический процесс изменения параметров во входном устройстве считаем политропным с трением. Показатель политропного процесса при проектировании принимают в пределах n = 1,35 1,39.
Внутренний диаметр входа в рабочее колесо принимают в пределах D o=(0,25 0,35) D к.
Наружный диаметр входа в рабочее колесо определяется по выражению
, (3.4)
где F 1 – площадь поперечного сечения на входе в колесо, определяемая из уравнения расхода.
|
Средний диаметр на входе в рабочее колесо находится по уравнению
. (3.5)
Рабочее колесо компрессора
Совершенство рабочего колеса характеризуются величинами КПД h 2 и коэффициента напора , которые зависят от коэффициента расхода . КПД колеса определяются по уравнению
. (3.6)
В этом уравнении Н 2 - адиабатная работа колеса, которая находится по выражению:
;
где L 2 - действительная работа колеса, которую можно найти по выражению:
,
где n – показатель политропного процесса в колесе;
Z 2 – потери энергии в колесе.
Максимальный КПД колеса с лопатками загнутыми назад составляет 0,94 0,95, для колеса с радиальными лопатками 0,90 0,93.
Величина окружной скорости колеса определяется по уравнению
, (3.7)
где – адиабатная работа компрессора;
- коэффициент напора компрессора;
α - коэффициент трения диска рабочего колеса.
Коэффициент m для полуоткрытых колёс компрессора с радиальными лопатками достаточно точно определяется по формуле
(3.8)
где z 2 – число лопаток колеса;
D 1 – средний диаметр входного сечения рабочего колеса;
D K – наружный диаметр рабочего колеса компрессора.
Обычно при z 2=12 23 и m =0,8 0,9 a = 0,04 0,08.
Угол лопатки на входе в колесо выбирается в соответствии с направлением относительной скорости воздуха на входе w 1и угла атаки :
= , = , (3.9)
где и - угол относительной скорости, и угол атаки на входе в колесо с учётом стеснения.
Угол атаки выбирается в пределах 2 5° при = 0,25 0,30 и 4 10° при = 0,30 0,35.
Правильность выбора геометрических размеров колеса проверяется по величине площади входа
, (3.10)
где ; - относительная скорость и плотность воздуха в горловинах канала колеса. На расчётном режиме работы компрессора =0,9 1,0.
КПД компрессора и вид его характеристик существенно зависят от числа и формы лопаток колеса. Оптимальное число лопаток при осевой длине колеса = 0,25 0,35 равно 12 23. Здесь . Большее число лопаток применяется в крупных турбокомпрессорах, меньшее – в малых. Для улучшения характеристик компрессора, особенно для малых колёс, часто делают подрезку лопаток колеса на входе через одну на длине D = (0,06 0,10) D к. Технологически изготовление таких колёс более сложно.
|
Осевая длина колеса связана, в первую очередь, с типом турбокомпрессора и величиной . В турбокомпрессорах с подшипниками по концам ротора, с целью уменьшения расстояния между опорами, осевую длину колеса В 2 стремятся сделать возможно меньшей. Это позволит уменьшить критическую частоту вращения ротора и несколько уменьшить габаритную длину турбокомпрессора. Обычно у таких турбокомпрессоров =0,25÷0,30. У турбокомпрессоров с консольным расположением колес ограничение осевой длины колеса определяется стремлением уменьшить его вес и увеличить критическую частоту вращения ротора. Обычно у этих турбокомпрессоров = 0,26÷0,34. Осевая длина вращающегося направляющего аппарата принимается BBHA = 0,5(D 1- D BT). Зазор между лопатками колеса и стенкой корпуса компрессора влияет на его КПД. При уменьшении относительного зазора при = const КПД компрессора растёт. Однако при 0,05 КПД компрессора падает.
При проектировании проточной части рабочего колеса стремятся обеспечить равномерные поля скоростей и давлений в меридиональной плоскости во всех сечениях канала и плавное изменение скоростей и давлений воздуха в любой элементарной струйке вдоль канала.
Профилирование колеса в цилиндрическом сечении осуществляется таким образом, чтобы, прежде всего, обеспечить плавное изменение кривизны межлопаточного канала и приемлемую величину угла его раскрытия n, определяемого по формуле
, (3.11)
где и - поперечные размеры в начале и конце канала для данного цилиндрического сечения на диаметре D; - длина канала.
Рекомендуется принимать n 8÷10°. Экспериментальные исследования показали, что снижения угла n положительно влияет на работу колеса. Очевидно, что наибольший угол раскрытия канала соответствует цилиндрическому сечению на диаметре D 1, где имеется наименьший угол . Уменьшение угла n достигается применением рабочих колес с большими значениями или путем увеличения осевой протяженности колеса.
|
Повысить КПД компрессора можно в результате использования рабочих колес с загнутыми назад лопатками, а также колес закрытого типа. Но при использовании колес с загнутыми назад лопатками существенно уменьшается напорность. По этой причине, а также в связи с усложнением технологии изготовления, такие колеса в турбокомпрессорах пока не нашли применения. Как показали результаты исследований, применение в компрессоре колес закрытого типа позволяет повысить КПД на 2÷4 %.
Диффузоры
В турбокомпрессорах применяются безлопаточные и лопаточные диффузоры. КПД безлопаточного диффузора не превышает 0,6÷0,8. Это объясняется потерями на трение из-за большой длины траектории движения воздуха. В выполненных конструкциях компрессоров отношение наружного диаметра безлопаточного диффузора к наружному диаметру колеса составляет 1,6÷1,8. Применение лопаточного диффузора позволяет повысить КПД и коэффициент напора компрессора за счёт увеличения степени преобразования кинетической энергии в потенциальную энергию давления на 5÷6 %. В то же время лопаточный диффузор имеет более крутые характеристики. Выбор типа диффузора определяется требованиями к величине КПД компрессора и пологости характеристики.
Повышение статистического давления в безлопаточном диффузоре зависит от разности кинетической энергии потока на входе и выходе и от потерь энергии в нем.
. (3.12)
Потери трения в безлопаточном диффузоре определяются по выражению
, (3.13)
где - коэффициент трения;
Р - периметр поперечного сечения канала;
F - площадь поперечного сечения канала.
В безлопаточном диффузоре принимают =0,8÷1,0. Обычно для крупных турбокомпрессоров = 0,15÷0,030, для малых = 0,025÷0,040.
Преобразование кинетической энергии воздуха в давление в лопаточном диффузоре описывается уравнением:
D , (3.14)
где Z 4 — потери трения в лопаточном диффузоре
Обычно коэффициент потерь энергии = 0,15÷0,35.
Степень диффузорности лопаточного диффузора определяется по выражению:
, (3.15)
где .
В этом выражении - коэффициент загромождения на выходе из диффузора ( = 0,86÷0,94); -коэффициент, учитывающий отставания потока, по опытным данным = 1,05÷1,07.
В современных турбокомпрессорах = 1,7÷2,5. Ширина лопаточного диффузора на входе принимается равной =(0,9÷1,0) , на выходе принимается или Угол наклона стенки диффузора в меридиональной плоскости выбирается в пределах = 4÷6°.
Число лопаток диффузора выбирается из условия получения требуемого угла раскрытия эквивалентного диффузора . Для уменьшения вероятности вибрации лопаток колеса принимают = 13, 17, 19, 23, 29, 31 и т.д., то есть выбирают простые числа. Угол раскрытия эквивалентного диффузора выбирается в пределах = 6÷8°, чему соответствует отношение диаметров 1,3÷1,4.
|
Углы потока на входе в лопаточный диффузор и на выходе , а также лопаточные углы и определяются по выражениям
.
Величину горловин на входе в лопаточный диффузор можно определить из уравнения, где = 1,0÷1,1:
, (3.16)
Спиральная камера
Спиральная камера служит для организации равномерного отвода воздуха от рабочего колеса. Преобразование кинетической энергии воздуха в спиральной камере определяется разностью кинетических энергий потока на входе и выходе и потерями энергии в ней:
. (3.17)
Скорость потока в конце спиральной части камеры принимается равной скорости потока на выходе из компрессора
(3.18)
Потери энергии в спиральной камере складываются:
1) из потерь на внезапное расширение потока;
2) из потерь трения на движение потока в камере;
3) из потерь энергии в выходной части спиральной камеры.
Обычно коэффициент потерь энергии в спиральной камере 0,16÷0,30.
Выходные устройства концевой ступени центробежного компрессора по конструкции могут быть разделены на два типа — спиральные камеры (улитки), характеризующиеся увеличением сечений с возрастанием угла охвата, и кольцевые камеры, имеющие постоянное сечение вдоль выходной окружности.
Простейшие спиральные камеры выполняются в меридиональном сечении симметричными относительно линии, проходящей через середину ширины нормально к оси вращения ротора. Наиболее часто встречающиеся формы сечения: трапециевидная, прямоугольная и круговая. Сечения могут быть расположены асимметрично.
Существующие исследования течения в спиральных камерах показывают его весьма сложный характер, особенно вблизи языка улитки. При расчёте сечения спиральной камеры обычно принимают два исходных допущения:
1) поток на входе в улитку является осесимметричным;
2) влиянием вязкости можно пренебречь и принять
|
|
Археология об основании Рима: Новые раскопки проясняют и такой острый дискуссионный вопрос, как дата самого возникновения Рима...
Опора деревянной одностоечной и способы укрепление угловых опор: Опоры ВЛ - конструкции, предназначенные для поддерживания проводов на необходимой высоте над землей, водой...
Двойное оплодотворение у цветковых растений: Оплодотворение - это процесс слияния мужской и женской половых клеток с образованием зиготы...
История создания датчика движения: Первый прибор для обнаружения движения был изобретен немецким физиком Генрихом Герцем...
© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!