Многоступенчатый осевой
Компрессор
Курсовой проект
Пояснительная записка
101400.411420.318б.09 ПЗ
Руководитель
ассистент Скороходов А.В.
Н. контроль
ст. преподаватель Комаров О.В.
Студент Кошкаров Д.С.
Группа Т-35042
Екатеринбург 2008
Содержание
Перечень листов графических документов 3
Введение 4
Исходные данные 5
1. Предварительный расчет 6
2. Газодинамический расчет ступеней компрессора по среднему диаметру 8
3. Расчет закрутки рабочих лопаток всех ступеней 8
4. Расчёт диаметра выходного патрубка 37
5. Расчёт опорного подшипника 38
Заключение 39
Библиографический список 40
Перечень листов графических документов
| № чертежа | Название чертежа | Формат |
| 101400.411420.318б.019.01 | Продольный разрез компрессора | А1 |
| 101400.411420.318б.019.02 | Подшипник опорный | А1 |
Введение
Осевые компрессоры являются многоступенчатыми лопаточными машинами сжатия. В каждой ступени воздуху (газу) сообщается энергия в виде скорости и давления, причем кинетическая энергия сразу же преобразуется в энергию давления. От центробежных компрессоров они отличаются более высокими окружными скоростями и более узким диапазоном рабочих режимов. Из всех типов компрессоров у осевых компрессоров при заданном расходе габариты и масса наименьшие при высоком КПД.
Осевые турбокомпрессоры имеют существенные преимущества перед поршневыми компрессорами: сравнительно небольшие размеры и масса (из-за больших скоростей и непрерывного процесса сжатия); отсутствие возвратно-поступательного движения (только вращение); равномерность подачи газа; малый расход смазочных материалов; возможность непосредственного соединения приводного двигателя и компрессора и использования в качестве привода быстроходной паровой или газовой турбины; возможность подачи больших расходов газа; высокая производительность.
Существенным недостатком осевого компрессора является устойчивость работы в ограниченном диапазоне степени повышения давления и производительности. Кроме того, к недостаткам можно отнести трудности выполнения осевого компрессора для получения малой производительности, но высокого давления.
Исходные данные
Целью расчета является разработка однокаскадного многоступенчатого осевого компрессора, рассчитанного на следующие рабочие параметры:
- частота вращения ротора n = 6600 об/мин;
- расход рабочего тела (воздуха) G = 55,5 кг/с;
- полное давление и температура воздуха перед компрессором Р0* =98 кПа и T0* =286 К;
- степень повышения давления воздуха в компрессоре pк = 4,0;
- предполагаемый адиабатический коэффициент полезного действия по заторможенным параметрам hк* = 0,87.
Предварительный расчет
Полное давление на входе в компрессор:
р1* = р0*×hвх =98·0,99 =97,02 кПа.
Адиабатическая работа сжатия, затрачиваемая в компрессоре: Над* = [k/(k-1)]RT0*(pк* [(k-1)/k] – 1) = [1,.4/(1,4 -1)]×0,287×286×(4 [(1.4 - 1)/1.4] - 1) = 139,62 кДж/кг.
Полная работа сжатия, затрачиваемая в компрессоре:
Нк = Над*/ hк* = 139,62/ 0,87= 160,48 кДж/кг.
Принимаем количество ступеней равное 7.
Средняя величина затраченной работы сжатия в ступени: 
= Нк/7=22,93 кДж/кг.
Распределение величин затраченной работы сжатия по ступеням производится в соответствии с рекомендациями:
в первой ступени 
= (1,05-1,10) 
= 1,1×22,93 = 25,20 кДж/кг;
в средних ступенях = (0,95-1) = 0,967×22,93 = 23,22 кДж/кг;
в последней ступени 
= (0,6-0,9) = 0,799×22,93 = 19,18 кДж/кг.
Распределение полной работы сжатия, затрачиваемой в компрессоре по ступеням:
Нк = hст1 + hст2 + hст3 + hст4+ hст5 + hст6+ hст7 = 25,20 + 23,22 + 23,22+ 23,22 + 23,22+ 23,22 + + 19,18 = 160,48 кДж/кг.
Осевая составляющая скорости на входе в РК первой ступени:
са1 = l а1 × a1* = 0,6×309,48 = 185,69 м /с,
где для воздуха а1* = 18,3 
= 18,3 
= 309,48 м/с.
где l1a = 0,60 - осевая составляющая скорости для первой ступени.
Полная температура воздуха за компрессором:
Тк* = Т0* + Нк/cр = 286 + 160,48 / 1,0045 =445,76 К.
Полное давление воздуха за компрессором:
рк* = р1* × pк* = 97,02× 4 = 388,08 кПа.
Осевая составляющая скорости на выходе из последней ступени компрессора принимаем Сaz = 131 м/с.
Проходная площадь на выходе из последней ступени компрессора (приближённо):
F2z = (G× R× Tк*)/(pк*× caz× kG) = (55,5×0,287× 445,76) / (388,08 ×131×0,951) = 0,147 м2,
где kG –коэффициент, учитывающий неравномерность поля осевой составляющей скорости по высоте лопатки и влияние пограничного слоя (в первой ступени kG = 0.97 - 0.98, в последней ступени kG = 0.95 - 0.96)
По опыту проектирования современных дозвуковых компрессоров принимаем на наружном диаметре окружную скорость Uн = 300 м/с.
Выбираем uz = (0.9 ¸ 0.95)× uн = 0,925×300 = 277,50 м/с и определяем средний диаметр последней ступени:
Dсрz = (60× uz) /(p× n) = (60×277,50)/(3,142×6600) = 0,803 м.
Уточняем коэффициент расхода, который должен быть в пределах (0.4 – 0.5):
caz = caz /uz = 131 / 277,50 = 0,472.
Высота лопатки в последней ступени:
lpz = F2z /(p× Dсрz) = 0,147 / (3,142 × 0,803) = 0,058 м.
Корневой диаметр последней ступени:
Dк/ = Dсрz - lpz = 0,803 – 0,058 = 0,745 м.
Полученное значение округляем до ближайшего нуля и получаем Dкz=0,745.
Втулочное отношение:
dz = Dкz /(Dсрz + lpz) = 0,745/(0,803 + 0,058) =0,865.
Уточняем значение окружной скорости на среднем диаметре для последней ступени:
u = p× Dсрz × n /60 = 3,142× 0,803× 6600 /60 = 291,54 м/с.
Газодинамический расчет ступеней компрессора по среднему диаметру
Газодинамический расчёт проточной части компрессора для удобства делится на две части. Вначале производится расчёт кинематических параметров потока, принимая схему проточной части Dср = const, и определяются скорости и углы потока. Результаты и алгоритм расчёта сведены в табл. 2.1.
Затем производится расчёт термодинамических и геометрических параметров ступеней. Результаты и алгоритм расчёта сведены в табл. 2.2, которая включает также контрольные расчёты. Высоты лопаток и диаметры определены здесь для схемы проточной части Dк = const.
По результатам расчётов выполненных в табл. 2.1 и 2.2 выполняется эскиз проточной части (см. рис. 2.1). Высоты рабочих и направляющих лопаток на выходе из венцов принимаются конструктивно.
