Пояснения к предварительному расчету осевого компрессора

 

1. Для проточной части характерно повышение работы ступени с увеличением номера ступени за счет роста средних окружных скоростей. В компрессоре с такой проточной частью заданная степень повышения давления достигается при меньшем числе ступеней и осевом размере проточной части. Это достоинство часто имеет решающее значение при выборе этой проточной части, особенно для транспортных компрессоров. Недостаток ее очевиден из анализа формулы для площади проходного сечения й ступени Увеличение при одновременном уменьшении приводит к резкому уменьшению длины лопатки в последних ступенях, которая во избежание лишних потерь энергии ограничивается .

Проточная часть при одинаковой может получиться несколько длиннее предыдущей, но имеет большие высоты лопаток. Кроме того, она позволяет сократить радиальные размеры всего агрегата и при унификации узлов крепления рабочих лопаток имеет некоторые технологические преимущества перед проточной частью типа .

Для компрессоров с небольшой производительностью предпочтительно выбирать проточную часть .

2. В зависимости от исходных данных или принятых соображений о назначении компрессора на судне, о его размещении и о предполагаемой схеме воздухоприемного тракта величину для КНД выбирают в пределах 1000…2500 Па. Принимаю 1600.

3. Для современных дозвуковых компрессоров низкого давления можно выбирать =120..180 м/с (для около- и сверхзвуковых компрессоров эта скорость может превышать 200 м/с). Чем больше производительность, тем величина скорости больше. В КВД значения осевых скоростей на входе в первую ступень выбирают меньше, с учетом торможения потока в КНД и небольшого поджатия в переходном патрубке: = 100…150 м/c. Принимаю 160 м/с

4. Для большей эффективности динамического принципа действия, используемого в осевом компрессоре, целесообразно сохранять высокую осевую скорость во всех ступенях. Однако при этом длины лопаток, особенно в последних ступенях становятся недопустимо малыми. Поэтому приходится поток в проточной части постепенно притормаживать. Обычно осевая скорость на входе в последнюю ступень =(0,7…0,9) м/с. Принимаю коэффициент 0.88.

5. Абсолютная скорость потока перед первой ступенью выбирают из диапазона =(1,0…1,2) м/с. Увеличение по сравнению с осевой скоростью предполагает наличие предварительной закрутки потока. Принимаю коэффициент 1.

6. Абсолютная скорость потока перед первой ступенью выбирают из диапазона =(1,0…1,2) м/с. Конкретное значение числового коэффициента, как правило, выбирают, такое же, как и для первой ступени, стремясь обеспечить по возможности одинаковые углы у решеток всех ступеней. Принимаю коэффициент 1,2.

7. Значение скорости потока на выходе из компрессора определяется потребителем сжатого газа. Если компрессор работает на развитые коммуникации, принимают = 40…60 м/с. Для компрессора, работающего непосредственно на камеру сгорания, выходную скорость можно принять из условия хорошего образования и поддержания факела горения = 40…140 м/с. Принимаю 130 м/с.

8. Коэффициент расхода первой ступени выбирают в пределах = 0,45…0,7 для ступеней с реактивностью близкой к 0,5. При больших можно получить недогрузку элементарных ступеней. Если будет меньше, запас устойчивости компрессора может оказаться недостаточным. При > 0,5 диапазон оптимальных значений может смещаться в сторону увеличения. Принимаю 0,55.

9. В многоступенчатом компрессоре величина КПД ступени обычно является переменной. На этапе предварительного расчета можно принимать среднее в проточной части значение КПД ступени в пределах =0,88…0,93. Большие значения КПД соответствуют ступеням с умеренными числами Маха и ступеням в компрессорах большой производительностью. От величины зависит значение . Поэтому он проверяется на последующих этапах расчета. .Принимаю 0,9.

10. По опытным данным рекомендуется КПД входного устройства рекомендуется выбирать = 0,9…0,98 в зависимости от конструкции входного устройства. Принимаю 0,93

11.Выходные устройства компрессоров прямоточных ГТД представляют собой обычно венцы СА и небольшие по протяженности соседние кольцевые пространства. Для них =0,88…0,9. Принимаю 0,9.

12. С помощью коэффициента затраченной работы учитывается уменьшение работы, сообщаемой в среднем элементарными ступенями газу по сравнению с теоретическим напором, вследствие неравномерного распределения осевых скоростей по высоте канала целой ступени. Оно связано с наличием пограничного слоя на торцевых поверхностях, ограничивающих канал. = 0,96 …1,0. Величина =1,0 соответствует длине лопаток первой ступени > 200 мм. Принимаю 1,0.

13. Толщина пограничных слоев увеличивается с ростом номера ступени. Поэтому коэффициент затраченной работы в последних ступенях уменьшается. Исходя из этого, и =0,85…0,9. Принимаю 0,85.

14. Для первых ступеней оптимальные значения относительного шага на среднем диаметре рекомендуется выбирать = 0,9…1,1.Принимаю 1.

15. По условиям работы последних ступеней необходимо некоторое уменьшение . Это связано с тем, что при большей плотности газа для обеспечения безотрывного поворота потока на заданный угол требуется большая густота (меньший шаг) решеток элементарных ступеней. Поэтому = 0,7…0,85. Принимаю 0,8.

16. Механический КПД компрессора =0,98…0,995. Принимаю 0,99.

24. Выгодное для роста сообщаемой газу работы увеличение = м/с, ограничивается прочностью лопаток и превышением допустимых чисел Маха. Современные дозвуковые компрессоры на периферии первой ступени могут иметь окружные скорости до 300…400 м/с. В около - и в сверхзвуковых компрессорах достигает 450…490 м/с. Исходя из этих соображений, и принимается ограничение величины . Если величина из-за этого ограничения ил по другой причине не устраивает проектанта, необходимо вернуться к выбору величин и .

= .

26. Ограничение величины относительного диаметра втулки =0,35…0,7 объясняется следующим. Уменьшение позволяет сократить при заданной производительности радиальный габарит компрессора. Однако при этом могут сильно возрасти напряжения в корневых сечениях лопаток, в хвостовиках и в ободе диска при близком расположении прорезей для крепления лопаток. Кроме того, из-за появления значительных радиальных составляющих скоростей в межлопаточных каналах и загромождения проходного сечения у втулки снижается экономичность компрессора. Слишком большие означают:

· уменьшение высоты лопаток, которая в последних ступенях может оказаться недопустимо малой,

· увеличение поверхности пассивного обтекания статора и ротора, что приводит к возрастанию гидравлических потерь.

30. Большие значения недопустимы, т.к. при этом первая ступень будет получаться сверхзвуковой. При =0,6…0,65 первая ступень может оказаться околозвуковой. В наших расчетах рассматривается проектирование дозвуковых компрессоров. =0,647

32.Выбор материала для изготовления компрессорных лопаток и его механические характеристики производится из таблицы.

34. Прочность лопаток можно считать достаточной, если ее запас по сравнению с пределом текучести материала составляет = 1,5…2,5. .

35. К непроизводительным затратам вне каналов относятся потери, связанные с перетеканием в радиальных зазорах, и вентиляционные потери на рабочем диске. Эти потери учитываются с помощью коэффициента концевых потерь. Найти его можно с помощью графической зависимости.

36. Расчетная работа первой ступени =20…30 кДж/кг. Меньшая работа будет свидетельствовать о недогрузке ступени, большую величину допускать нельзя, т.к. при малых обычно не удается обеспечить ее во втулочных элементарных ступенях и закон постоянства работы вдоль радиуса нарушается. =29 кДж/кг

 

37. Скорость газа за последней ступенью принимается из расчета среднего торможения потока в ступени .Принимаю коэффициент 4.

39. Уравнение для степени повышения давления проточной части записано в неявном виде и решается последовательными приближениями. В первом приближении принимается =(1,1…1,2) и подставляется в данную формулу. Если разница между больше 0,1 необходимо сделать третье приближение. Если разница между меньше 0,1,то вторым приближением можно ограничиться. Разница =0,1

46. Для судовых компрессоров длина лопатки последней ступени должна быть м. При меньших экономичность последней ступени может получиться неприемлемо низкой из-за сближения пограничных слоев на торцевых поверхностях межлопаточных каналов. .

47. Относительный шаг лопаток на втулке последней ступени должен быть . .

49. Коэффициент расхода последней ступени = . Если это ограничение не соблюдается, необходимо выбрать проточную часть или увеличить скорости .

53. Обычно величина на 3…5% меньше среднего КПД ступени в проточной части (значение КПД ступени =0,88…0,93). Если разница оказывается больше, это может свидетельствовать о неоптимальном сочетании выбранных дополнительных исходных данных.

Если значение полученного КПД компрессора неприемлемо, нужно изменить средний КПД ступени или КПД входного и выходного устройства. Надо иметь в виду, что эти изменения приведут в дальнейшем к изменению требований к конструкции и качеству изготовления этих элементов.

57. Средняя расчетная работа ступени в проточной части зависит от выбранного закона распределения по ступеням. При линейном законе распределения

.= 0,5(29689+34015)= 37111,86

Для сокращения числа ступеней целесообразно нагружать средние ступени, и работу средней ступени можно выбрать из условия

.

37111,86

58. Полученная величина округляется до целого числа. Уточняем