Нагнетатели и тепловые двигатели .(КП). Методическое пособие и задания к курсовому проекту по дисциплине Нагнетатели и тепловые двигатели

• Название: Методическое пособие и задания к курсовому проекту по дисциплине Нагнетатели и тепловые двигатели
• Дата: 23.11.2020
• Размер: 1.27 Mb.
• Имя файла: Нагнетатели и тепловые двигатели .(КП).doc
• Тип: Методическое пособие; #153042
• страница: 1 из 5

НАГНЕТАТЕЛИ И ТЕПЛОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ

Методическое пособие и задания к

курсовому проекту по дисциплине

«Нагнетатели и тепловые двигатели»

СОДЕРЖАНИЕ
Введение………………………………………………………………………..5

1. Газодинамический расчет ………………………………………………… 6

2. Определение основных параметров компрессора ………………………..6

3. Расчет рабочего колеса …………………………………………………...11

4. Профилирование лопасти ………………………………………………...16

5. Расчет отводных устройств ……………………………………………….23

6. Расчет подводящих устройств ………………………………………..…..34

7. Пример расчета компрессора …………………………………………….40

Литература ……………………………………………………………………54

Приложения …………………………………………………………………..55


УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ, ПРИНЯТЫЕ

В МЕТОДИЧЕСКИХ УКАЗАНИЯХ
δ - бесконечно малое изменение величины;

η_пол– политропный к.п.д. компркссора.;

η_к – полный к.п.д. компрессора;

w – относительная скорость потока;

u₂ – окружная скорость;

Z - фактор сжимаемости;

- (коэффициент напора) относительный напор;

- относительная величина давления (коэффициент давления);

- относительный расход (коэффициент расхода);

- относительная мощность (коэффициент мощности);

D₂ – наружный диаметр рабочего колеса;

- эффективная работа сжатия;

m – массовый расход;

n– частота вращения;

R – газовая постоянная;

S – толщина лопатки;

С – соотношение давлений сжатия компрессора;

С_с – соотношение давлений сжатия ступени;

- температур рабочего тела на выходе в следующую ступень;

Т_н – температура рабочего тела начальная;

К – показатель адиабаты;

N_к – мощность компрессора;

V – производительность компрессора;

с_о – скорость рабочего тела на входе;

в – ширина лопатки;

μ – коэффициент стеснения потока на входе.

ВВЕДЕНИЕ

Методическое пособие содержит порядок расчета центробежных нагнетателей. Указания позволяют глубже ознакомить студентов с особенностями расчетов одного из типов нагнетателей динамического действия: компрессора. Проведение расчетов помогает закреплению теоретического материала курса «Нагнетатели и тепловые двигатели», знакомит студентов с основами термодинамических расчетов нагнетателей, их конструкцией, прививает практические навыки к самостоятельной работе при проведении аналитических и инженерных расчетов нагнетателей на заданные условия работы. В процессе выполнения работы определяются основные геометрические размеры нагнетателей, рассчитываются скорости движения рабочего тела в различных элементах машины, на основании которых выбираются типы лопаток, углы установки лопаток, их геометрические размеры для обеспечения минимальных гидравлических сопротивлений и получения максимального значения коэффициента полезного действия.
Курсовой проект включает в себя расчетную и графическую части. Расчетная часть включает определение основных параметров компрессора согласно варианта задания (Прил. 1) и оформляется расчетно-пояснительной запиской. Графическая часть выполняется для центробежного компрессора объемом два листа формата А1. На первом листе показывается чертеж общего вида центробежного компрессора в разрезе. Корпусные детали насоса вычерчиваются в масштабе относительно рассчитанных размеров рабочего колеса и приводного вала. Пример сборочного чертежа подобного компрессора представлен в прил. 2.

На втором листе формата А1 строятся планы скоростей на входе и выходе рабочего колеса центробежного компрессора расчет которого произведен. Показывается план построения цилиндрической огибающей лопасти рабочего колеса и выполняется деталировка рабочего колеса в двух проекциях с показом расположения лопастей и корпус насоса.

На общем плане насосной установки приводится техническая характеристика с указанием основных параметров: производительности,

напора, коэффициента быстроходности, типа соединительной муфты, мощности привода. При построении планов скоростей расчетные значения составляющих абсолютных скоростей потока, углы установки лопастей углы атаки и отставания потока заносятся в таблицу и приводятся на чертеже плана скоростей.
1. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ НАГНЕТАТЕЛЕЙ.

2. Определение основных параметров компрессора

Основные технические характе­ристики компрессора указываются в техническом задании или определяются из условий работы машины в системе.

Для расчета компрессора необ­ходимо знать массовую М или объ­емную V производительность и от­ношение давлений сжатия С компрессора. Кроме того, должны быть заданы плотность _н, температура Т_н и дав­ление Р_н газа на входе в компрес­сор. Для расчета может быть зада­на частота вращения п вала ком­прессора, которая в значительной степени определяет число ступеней, размеры и массу компрессора. Ог­раничением для выбора больших значений п может быть число Маха, прочность и вибрация, аэродинами­ческие шумы. Выбором п опреде­ляется тип приводного двигателя.

По заданному соотношению давлений сжатия С (берется из задания) и степени повышения давления в одной ступени С_с в зависимости от рабочего тела по табл. 1 определяем число ступеней (пример: воздух С_с = 1,76)



Принимаем число ступеней z=3.

Рассчитываем соотношение давлений с учетом гидравлических сопротивлений в промежуточных холодильниках ΔР и степень недоохлаждения в холодильнике по уравнению:

(1)

где: n-число ступеней охлаждения.

- степень недоохлаждения газа принимается в интервале 1,02 ÷1,06. Т_н – начальная температура, Т_н^/ - начальная температура газа на входе в следующую ступень, - соотношение давлений выхода и входа в холодильник ( =0,95÷0,98).

После определения соотношений давлений в первой ступени, определяется соотношение давлений в последующих:

(2)

где: m – множитель, определяемый в зависимости от показателя адиабаты и политропного коэффициента полезного действия (η_пол=075÷0,9). Показатель адиабаты определяется по соотношению теплоемкостей к=С_р/С_v

(3)

определяем изменение температуры в первой ступени:

(4)

и во второй

(5)

Эффективная работа сжатия в ступенях компрессора:

(6)

для первой ступени, второй и последующих в зависимости от разности температур по ступеням (где i - номер ступени).

Определяем мощность компрессора

(7)

где , , - удельные мощности ступеней (1-й, 2-й и т.д.)

m- массовый расход рабочего тела, кг/с;

η_к – полный к.п.д. компрессора.

Масса рабочего тела определяется из уравнения Клапейрона-Менделеева РV=zmRT (а)

где m=PV/zRT (а)

где V- производительность компрессора m³/с.

z- фактор сжимаемости, часто принимается z=1.

Полный к.п.д. компрессора

(б)

(принимаем)

При промежуточном охлаждении удельная работа сжатия определяется по уравнению работы изотермического сжатия

(в)

а мощность соответственно



Основные параметры компрессо­ра ориентировочно можно опреде­лить при помощи номограмм или расчетом.

Максимальное число ступеней в корпусе принимается равным z = 6÷8, при очень узких рабочих колесах число ступеней в корпусе может быть равным 10. Окончатель­но число ступеней определяется в процессе проработки конструкции компрессора с учетом обеспечения динамической устойчивости ротора. При z> 10 обычно переходят к многокорпусному исполнению ком­прессора.

В центробежных компрессорах величины V, Н_z(Р), N и η связаны между собой. Эта взаимосвязь опре­деляется характеристикой компрессора. Под характеристикой компрессора в общем случае под­разумеваются графические зависи­мости основных рабочих параметров от производительности: р_к = f (V), N_K = f(V) и η = f(V) при постоян­ных значениях частоты вращения n, плотности ρ_н, давлении р_н газа на входе (рис. 1.).

В некоторых случаях вместо за­висимости p_K = f(V) приводят за­висимости H = f(V) или С = f(V), которые в такой же мере отражают особенности процесса сжатия газа в компрессоре.

С увеличением давления в нагне­тательном патрубке из-за повыше­ния статического напора и сопроти­вления системы производительность уменьшается. Конечное давление р_к может повышаться до некоторого максимального — р_кр (критическая точка). При дальнейшем снижении производительности V < V_KP конеч­ное давление будет уменьшаться: р_к<р_кр.
Таблица 1.

Значения напоров и разности температур газов, сжимаемых в одной ступени центробежного компрессора

№ п/п	Газ (пар)	Молеку­лярная масса µ	Мср при 60 °С	k	R кДж/кгК			и2 макс' м/с	Напор на ступень пол. ст	Степень повыше­ния давления	Δt С
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17	Н2 N2 Воздух О2 С12 СО СО2 Н2О H2S SO2 NH3 Метан Ацетилен Этилен Этан Пропилен Пропан	2,016 28,016 28,964 32,000 70,914 28,011 44,011 18,016 34,082 64,066 17,031 16,042 26,036 28,054 30,068 42,078 44,094	29,02 29,14 ---- 29,57 43,43 29,18 38,75 33,75 34,78 41,27 37,29 37,26 46,31 47,58 57,21 69,77 80,66	1,4 1,4 1,4 1,39 1,24 1,4 1,27 1,33 1,31 1,25 1,29 1,29 1,22 1,21 1,17 1,14 1,1	4,12 0,3 0,29 0,26 0,12 0,3 0,19 0,46 0,24 0,13 0,49 0,52 0,32 0,3 0,28 0,2 0,19	0,36 0,36 0,36 0,35 0,24 0,36 0,27 0,31 0,3 0,25 0,28 0,28 0,23 0,22 0,18 0,15 0,12	2,8 2,80 2,80 2,85 4,13 2,80 3,76 3,22 3,38 4,00 3,56 3,56 4,44 4,61 5,51 6,51 8,07	315 315 315 315 250 315 300 315 250 250 315 315 200 315 315 250 250	53 53 53 53 33 53 48 53 33 33 53 53 21 53 53 33 33	1,04 1,73 1,76 1,86 2,33 1,73 2,17 1,45 1,55 2,19 1,42 1,39 1,24 1,76 1,84 1,72 1,77	4,17 63 66 71 65 64 68 35 41 63 30 28 15 39 34 25 21

Рис. 2. Схема проточной части рабочего колеса центробежного компрессора: а — продольная проекция; б — план лопасти; в — двухъярусная решетка

В диапазоне производительностей 0 < V < V_кр компрессор в си­стеме может работать неустойчиво с самопроизвольным колебанием ве­личин р_к, V; этот диапазон назы­вается зоной неустойчивости. Рабо­та компрессора в этой зоне не реко­мендуется. Диапазон производительностей V > V_KP называется зоной устойчивой работы компрессора.

Режим работы компрессора при η_макс называется оптимальным. Вблизи оптимального должен нахо­диться номинальный режим, пара­метры которого определяются тех­ническим заданием на разработку компрессора. Диапазон производительностей V'_oпт < >У_опт, в пределах которого происходит снижение КПД компрессора на 2—3 % от макси­мального, называют рабочей частью характеристики. Работа компрессо­ра в этом диапазоне наиболее бла­гоприятна с точки зрения экономич­ности и динамической устойчивости.

Из анализа термодинамических условий сжатия газа в процессе предварительной проработки схемы компрессора решается вопрос о це­лесообразности промежуточного во­дяного охлаждения. Для воздушных машин промежуточное водяное ох­лаждение применяют при С > 2,5 ÷ 4.

Для газов при k < 1,4 промежуточ­ное водяное охлаждение применяют при больших значениях с. Среднюю скорость в патрубках секций прини­мают равной с_н = с_к = 30 ÷ 60 м/с. Температуру газа после холодильника выбирают равной Т_х = Т_н + (5 ÷ 18 К) или находят из условия Т_х/Т_н ≈ 1,02 ÷ 1,05.

3. Расчет рабочего колеса

Рабочее колесо является важней­шим элементом центробежного ком­прессора, от качества его проекти­рования и изготовления существен­но зависит экономичность и надеж­ность работы компрессора в целом.

В настоящее время разработаны газодинамические методы расчетов проточной части рабочего колеса с использованием ЭВМ, учитывающие пространственную форму потока, влияние вторичных течений в про­точной части. В последующем по­ставлена цель ознакомления с при­ближенными методами определения размеров рабочего колеса для про­изводства поверочных расчетов и ориентировочного профилирования лопастей. Схема рабочего колеса и его основные размеры приведены на рис. 2.

Цилиндрические лопасти, пред­почтительные с точки зрения техно­логии изготовления, применяются в узких рабочих колесах при b₂/D₂ < 0,05 и коэффициенте расхода φ ≤ 0,05. Параметры лопасти опре­деляются по средней линии тока (струйке) а-а в предположении плоского потока, направленного от центра к периферии.

По заданным параметрам V, р_н, Т_н, С предварительно определяют конструктивную схему компрессора (число ступеней, потоков и др.) и подсчитывают параметры ступени и значения n_уд, , ψ, коэффициент быстроходности , коэффициент подачи , коэффициент напора , коэффициент давления , коэффициент мощности . После этого при­ступают к газодинамическому рас­чету по определению размеров ра­бочего колеса, который выполняется методом последовательных прибли­жений.

Расчет проточной части рабочего колеса приводят по расчетной про­изводительности с учетом объемных потерь через уплотнение рабочего колеса V_P = к_обV.

Коэффициент к_об ориентировочно можно принять

Для высоконапорных колес
с малым D₂………….k = 1,06 ÷ 1,1

Для высоконапорных колес
с большим D₂……. k = 1,04 -т- 1,08

Для средне- и низконапор­ных колес с малым D₂ к_об = 1,03 ÷ 1,05

Для средне- и низконапор­ных колес с большим D₂ к_об = 1,01 ÷ 1,02

Большие значения k_об принимают­ся для колес с более высоким зна­чением удельной частоты вращения n^/.

По выражению (3) определяют напор каждой ступени. Затем под­считывается мощность, потребляе­мая компрессором, кВт:

, (4)

где η = 0,7 ÷ 0,8 — полный КПД компрессора.

Диаметр вала d_в обычно опреде­ляют при конструктивной проработ­ке схемы компрессора с учетом рас­чета его на критическую частоту вращения. Ориентировочно d_в опре­деляют упрощенным расчетом на кручение при пониженных значе­ниях допускаемых напряжений [σ_кр] = 12,0 ÷ 20,0 МПа, d_в =

= (200÷250) . Здесь N_В, кВт; n, об/мин; d_B, мм.

Диаметр втулки d_BT необходимо выбирать минимально допустимым с учетом прочности ее при посадке на вал с натягом. Из конструктивных соображений принимают d_BT ≈ (1,2 ÷ l,25)d_B.

Диаметр D₀ входной воронки ра­бочего колеса определяют из урав­нений неразрывности по выражению

(5)

Входную скорость определяют по выражению , где k_c — коэффициент входной ско­рости.

При радиальном входе на лопат­ки (c_1u = 0) коэффициент k_с ориентировочно можно вычислить по вы­ражению

(6)

При наличии закрутки потока на входе (c_1u ≠ 0) коэффициент
скорости , где - относительная закрутка потока на
входе.

Определяем предварительно D₂ из соотношения D₂/D₀, значение которого должно быть в пределах D₂/D₀=2 ÷ 3. При D₂/D₀ > 3 необходимо увеличить число ступеней.

Производим предварительную оценку значения ; отношение обычно находится в пределах 0,02 ÷ 0,07.

По известным D₀, D₂, d_вт и b₂ профилируют осевую проекцию ра­бочего колеса (рис. 2, а). Стенки канала выполняют либо параллель­ными, либо с наклонным положе­нием покрывающего диска (угол ме­жду стенкой и плоскостью нормаль­ной оси выбирают в пределах 3— 5°). Радиусы R_П и R₀ выбирают из конструктивных соображений. При профилировании осевой проекции необходимо обеспечить плавное изменение проекции скорости по средней линии.

Закон изменения — прямоли­нейный при .

Далее намечают положение входной кромки, принимая D₁ = (0,8 ÷ 1,1) D₀.

Ширина лопасти на входе b₁ должна находиться в пределах

(7)

Меридианная скорость на входе определяется с учетом стеснения потока лопастями за счет их толщи­ны s:

(8)

где — коэффициент стеснения на входе.

Угол потока β_1П при входе на ло­пасти определяем из треугольника скоростей:

(9)

Для радиального входа ( = 90°) tgβ_1п = .
Угол установки лопасти на вхо­де выбирают с учетом введения не­которого угла атаки δ для улучше­ния условий передачи энергии пото­ку газа:

β₁ = β_1п + δ (10)

Обычно принимают δ = 5 ÷ 10°. Как правило, β₁ = 20 ÷ 40°.

Принимаем число лопастей z = 18 ÷ 26 и проверяем k₁ - коэф­фициента стеснения на входе:

(11)

Здесь s₁ = (0,3 ÷ 0,5) s — толщина лопасти на входе; s принимается по технологическим соображениям и условиям прочности.

Отклонение полученных значе­ний µ₁ от принятых в пределах 5 % считается допустимым. При боль­ших расхождениях расчет повто­ряют.

Для расчета элементов выхода надо выбрать отношения скоростей и . Обычно принимают , . Для меньших значений принимают большие значения .

Угол лопасти на выходе ориенти­ровочно можно определить выраже­нием

(12)

где µ₂ = 1,1 ÷ 1,15 — коэффициент стеснения потока лопастями на вы­ходе.

Угол β₂ в компрессорах выпол­няют равным 30—90°. При необхо­димости сузить зону неустойчивой работы компрессора необходимо применять β₂ ближе к нижнему пре­делу.

Расчетное число лопастей опре­деляют по формуле Б. Эккерта

(13)

Для β₂ = 20 ÷ 90° получена (ЛПИ) формула для определения z_p:

(14)

В этих выражениях углы β подстав­ляются в градусах. Для уменьше­ния стеснения потока на входе при z > 20 и β₂ = 45 ÷ 90° иногда при­меняют специальную решетку лопа­стей (рис. 2, в), между лопастя­ми нормальной длины располага­ются укороченные лопасти. Угол входа промежуточных лопастей определяется по треугольнику ско­ростей на диаметре. D₁₍₂₎, который примерно равен D₁₍₂₎=(D₂+D₁)/2. Угол β₂ основных и промежуточных лопастей одинаков.

Число лопастей одноярусной ре­шетки принимается равным z₁ =(0,8÷0,85)z_p, двухъярусной z₂ = z_p ± 0,l z_p.

Для определения требуемой ве­личины u₂ подставляем в уравнение значение с_2u из треугольника скоростей:

(15)

откуда находят

(16)

Теоретический напор H_т опреде­ляется по выражению H_т = Н_п/η_г. По величине u₂ определяем

и .

Проверяют значения коэффици­ента стеснения µ₂ по выражению . Если величина µ₂ более чем на 5 % отличается от принятой, расчет повторяют, кор­ректируя значения β₂ и z.