Файл: Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания..pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 11.04.2024
Просмотров: 178
Скачиваний: 1
радиусах. Оптимальный входной угол ßi на радиусе R\ опреде лится из соотношения
sin а ,
tgßi
и1
-COS « !
Я,
В связи с тем, что осевая составляющая скорости С\а посто янна вдоль радиуса, а окружная составляющая меняется по за кону C\UR = const, значение угла а на любом промежуточном ра диусе определяется по формуле
tg a = -£ -tg cti.
A l
Элементарный расход воздуха через кольцевую площадь ши риной dR входного сечения колеса
dG = |
2лро0 |
0й вх mKp9(^)sin aRdR, |
где mKp — коэффициент, зависящий от состава газа:
/ |
І+Т~ |
^кр, = Ѵ kк ' |
2 |
~R |
k+ 1 |
Если подставить сюда значение приведенного расхода
|
|
|
1 |
|
|
|
|
ч{х)=, ц Л ± і у |
1 1 1 |
k — \ |
X2 k—1 |
к |
k + |
1 \ * - I |
\ |
2 J |
\ |
k + \ |
J |
V |
2 |
J |
(19)
k + \
и учесть, что X sin a = Xa неизменная вдоль радиуса R величина,
а X' = Ха + Хи —Х\а + Х\а
R
то, интегрируя выражение (19) от радиуса Ro ступицы колеса до
R |
ЗОИ, |
(где п — частота |
вращения |
колеса |
в об/мин) |
при |
|||
|
ял |
|
|
|
|
|
|
|
|
неизменном вдоль радиуса коэффициенте овх, получим |
|
||||||||
|
G Vк |
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
я п2 |
( k -Ь |
U2\ X l S in |
(I; X |
|
|||
|
* |
|
|
|
|
_ 1 |
|
||
|
|
|
|
\ |
2 |
|
|
|
|
|
Ро |
|
900скрОствхт кр |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
X 1 |
|
|
/ |
* , 2 . 2 |
a |
|
|
|
|
|
|
|
Aj sin |
|
|
(20) |
||
|
|
|
|
k + |
-2Х\ cos2 a t ln - ^ 4 . |
||||
|
Х ( |
|
t ) |
- |
1 |
|
Ro J |
|
При заданных расходе G, параметрах газа на входе в ком
прессор ро и TQ, частоте вращения п в об/мин, угле закручива ния потока на периферии входного сечения колеса ел и при вы бранном минимальном значении М®, расчет производится в сле
34 |
« |
дующем порядке: по графикам рис. 16 для заданных щ и МВі находят л, и «1 , а затем по уравнению (20) определяют опти
мальное отношение-г5-. Для этого можно воспользоваться гра-
фиками рис. 17, где представлено изменение правой части выра
жения (20), обозначенной т = /^М и,1, а ь - ~ - ^ , в зависимости от
величины Мш, . При построении графиков соотношения между Ал
0,2 |
0,0 |
0,В |
0,8 |
й1 |
|
|
|
Рис. І6. Зависимости Рц = /(иь си) |
|
|
|
||||
для воздуха при оптимальных раз |
|
|
|
||||
мерах входной части колеса |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
различных |
— : |
и u\ приняты в соответствии |
1 — а, = 90°; |
2 — а, = |
R\ |
||||
80°; 3 — а, = 70°; |
|||||||
|
4 — а, = |
60° |
|||||
с уравнением |
(18). |
|
|
|
|
|
Закручивание потока на входе в рабочее колесо центробеж ных ступеней, используемых для наддува дизелей, применяется
редко, |
т. е. |
обычно угол со = 90°, поэтому уравнение расхода |
(19) |
через |
элементарную площадь входного сечения может |
быть проинтегрировано без сделанных выше упрощений функции q{V). При постоянной вдоль радиуса величине q(Xa) (так как са = const)
G =я/?? 1 — |
% 2 |
Рв |
R, J_ |
Vт; <*Вх>ПкрЯ(К) |
3* |
35 |
или
о Ѵ к |
пп2 |
= ü |
^ j [ l - ( | 5 - ) 2' . |
(21) |
* |
|
|||
Po |
900скрО<Ѵ Пкр |
|
|
|
Поэтому |
|
|
|
(22) |
|
т, = щд(ка) |
ы |
т |
|
|
|
|
При заданной частоте вращения легко получается наружный диаметр колеса, так как окружная скорость на его периферии определяется исходя из необ ходимости создания требуе мого напора. Получив из урав
|
|
|
|
нения (18) |
величину |
щ, |
мож |
||||
|
|
|
|
но |
определить |
для |
данного |
||||
|
|
|
|
расхода |
оптимальное |
отноше |
|||||
|
|
|
|
ние |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
DI/D2= «іСкр0/м2 = ul/u2. |
||||||
|
|
|
|
|
Пример |
|
|
зависимости |
|||
|
|
|
|
(£>,/£>2)опт от расхода газа для |
|||||||
|
|
|
|
колеса компрессора ТК-34 при |
|||||||
|
|
|
|
и2 — 361 |
м/с, |
расчетном |
рас |
||||
|
|
|
|
ходе G = |
4,3 кг/с, параметрах |
||||||
Рис. |
18. Оптимальные значения |
на |
входе |
|
p j= 9 8 ,l |
кПа, |
|||||
М |
, ßb Cia, DJD2 при различных |
7* |
= 293 К, |
значении |
коэф |
||||||
|
|
диаметрах D2 |
|
фициента |
Овх = |
0,99 |
и осевом |
||||
а = 90°) показан на рис. 18. |
входе потока |
в |
колесо |
(угол |
|||||||
Из рисунка следует, что с умень |
|||||||||||
шением диаметра D2 колеса |
число |
дает |
и оптимальное |
отно |
|||||||
шение |
DJD2 увеличиваются, |
что |
возможность |
выбрать |
|||||||
такую величину D2, при которой пропускная способность коле |
|||||||||||
са будет использована до предела |
(число |
Мш, |
|
= 0,80 -4- 0,90 |
|||||||
при |
DJD2 = 0,63 -г- 0,65) |
при |
достаточно |
хорошей экономично |
|||||||
сти. |
Интересно отметить, |
что оптимальное |
значение |
угла ßi |
мало зависит от диаметра В 2 и равняется 32—33°. В большин стве выполненных конструкций центробежных компрессоров отношение DJD2, однако, принято без достаточно глубокого обоснования и находится в пределах 0,55—0,65.
•ПРОФИЛИРОВАНИЕ ВХОДНОЙ ЧАСТИ КОЛЕСА
Во входной части колеса поток поворачивается на угол 90°— ßi, который может быть весьма существенным особенно на
периферии входного сечения |
колеса |
(ßi = 30 ч- 35°). В |
связи |
с этим обеспечение течения |
газа без |
отрыва пограничного |
слоя |
в таком сильно изогнутом диффузорном канале представляет известные трудности.
36
Проводившиеся исследования ступеней с колесами, имеющи ми различную осевую протяженность входной части, показали, что наибольший к. п. д. имеют колеса с большей осевой протя женностью входной части. Это связано с уменьшением кривиз ны лопаток и более медленным нарастанием давления вдоль ка нала. Стремление обеспечить более плавную конфигурацию канала и малую кривизну в его начальной части заставляет ис кать специальную форму лопаток, обращая особое внимание на форму их выпуклой стороны (спинки).
Наибольшее распространение получило профилирование се чений лопаток по параболе, в частности параболе 2-й степени.
Уравнение параболы в общем виде
Ym |
(23) |
У = — , |
|
Р |
|
где х и у — соответственно осевая и окружная координаты кри вой; р — параметр параболы.
Максимальная осевая протяженность параболы хтах обычно выбирается из конструктивных соображений. Тогда параметр р параболы можно определить, если известен, кроме того, геомет рический угол профиля лопатки на входе (рис. 19).
Так как
—tg (90 —р1л) = ctg ßjj,,
х = х тах |
|
TO |
|
Ctg ßiji —tn xmax . |
|
p |
|
Отсюда параметр параболы |
|
P = mxZâx tg ßij, |
(24) |
или в частном случае при т = 2
р= 2xmax tg ßiл■
Вкачестве геометрического угла профиля на входе ß ^ при нимают угол между касательной к средней линии профиля или
клинии спинки лопатки при х = хтах и окружным направле нием.
Имея значение параметра р, подсчитывают координаты точек цилиндрического сечения профиля и значения текущего угла ßxn,
tg ß ^ = tg ß ^ |
■ |
Изменение толщины лопаток вдоль координаты х принимает ся обычно по линейному закону. Иногда задают линейный за кон изменения толщины лопатки в окружном направлении (представляющей собой разность координат точек спинки и ко
37
рыта лопатки) öx = ухкор— ухсП) а иногда по линейному закону принимается изменение нормальной толщины лопаток бп = = б* sin ß.v
Обычно рассчитывают координаты периферийного и корне вого (на диаметре D0) сечений лопатки. Промежуточные сечения получаются из условия прямолинейности образующих в плоско сти, перпендикулярной оси колеса.
Углы ßi.-r на входе в колесо выбирают исходя из условия обеспечения минимума потерь на расчетном режиме работы. Это
Рис. |
19. Сечение лопаток |
вращающе- |
Рис. 20. Зависимости |
коэффициента |
||
гося |
направляющего |
аппарата |
ком- |
потерь £ср от угла атаки для решетки |
||
|
прессора |
|
|
КР-П7/2 |
|
|
сутствуют. На |
рис. |
20 |
показаны зависимости, |
полученные |
В. И. Ганабовым, коэффициента потерь £ср — 1 — аср в решетке,
составленной |
из профилей, |
контуры |
которых |
очерчены |
дугами |
|||||
окружностей, |
в зависимости |
от угла |
атаки |
і'і = |
ßi.-, — ßi |
при |
||||
различных приведенных скоростях |
ХШі |
набегающего |
потока. |
|||||||
С ростом ХШі |
оптимальные величины углов атаки с смещаются |
|||||||||
в область положительных значений. При |
проектировании |
колес |
||||||||
компрессоров |
принимают |
значение |
угла |
атаки |
на периферии |
|||||
і1 = рід — ßi = 1 -У 3°, а |
в корневом |
сечении |
ію — 6 л- 8°, |
что |
связано со стремлением расширить входную площадь межлопа точных каналов колеса и за счет введения углов атаки компен сировать уменьшение площади, вызванное загромождением ка нала лопатками.
Важным параметром, характеризующим геометрию входной части колеса и влияющим на его эффективность, выбор числа
38