Главная
База знаний "Allbest"
Производство и технологии
Газодинамический расчет проточной части центробежного компрессора дизеля по среднему диаметру и профилирование ее элементов
Газодинамический расчет проточной части центробежного компрессора дизеля по среднему диаметру и профилирование ее элементов
Совершенствование дизелей в направлении увеличения агрегатной мощности и улучшения технико-экономических показателей методом газотурбинного наддува. Газодинамический расчет компрессора. Параметры воздушного потока. Профилирование колеса компрессора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 20.04.2012 |
| Размер файла | 135,8 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Содержание
- Введение
- 1. Газодинамический расчет компрессора
- 1.1 Исходные данные для расчета
- 1.2 Основные показатели компрессора
- 2. Параметры воздушного потока на входе в РК
- 2.1 Геометрические параметры РК
- 2.2 Кинематика потока на входе в колесо
- 2.3 Параметры воздушного потока на выходе из колеса
- 2.4 Определение параметров воздушного потока и геометрических параметров безлопаточного (щелевого) диффузора
- 2.5 Определение параметров воздушного потока и геометрических параметров лопаточного диффузора
- 2.6 Определение параметров воздушного потокав улиточном воздухосборнике и на выходе из компрессора
- 3. Профилирование колеса компрессора
- 3.1 Профилирование лопатки ВНА
- 3.1.1 Метод параболы
- 3.1.2 Профиль канала ВНА
- 3.2 Профилирование меридионального сечения рабочего колеса
- 4. Профилирование лопаточного диффузора
- 4.1 Построение лопаток диффузора, очерченных дугой окружности
- 5. Профилирование воздухосборника
- Литература
Введение
Повышение производительности тракторов и автомобилей определяется их энерговооруженностью. Поэтому одна из основных тенденций развития ДВС является повышение агрегатной мощности, при этом повышение мощности не должно сопровождаться существенным увеличением габаритов и массы двигателя. Решение данной задачи достигается применением наддува двигателя внутреннего сгорания, т.е. увеличение массового заряда воздуха путем повышения давления, создаваемого специальным компрессором, при одновременном увеличение подачи топлива. Этот путь повышения мощности наиболее целесообразно осуществлять при условии привода компрессора от газовой турбины, работающей на энергии отработанных газов.
Совершенствование дизелей в направлении увеличения агрегатной мощности и улучшения его технико-экономических показателей методом газотурбинного наддува является наиболее характерной тенденцией дизелестроения последнего времени.
В настоящее время применение газотурбинного наддува позволяет повысить мощность автомобильных и тракторных двигателей на 50-150%.
Сочетание ПДВС и турбокомпрессора открывает возможности получения необходимых характеристик силовой установки. Чтобы применение газотурбинного наддува позволило решить поставленные задачи, турбокомпрессор должен иметь благоприятные для двигателя характеристики и высокие КПД.
компрессор газотурбинный наддув центробежный
1. Газодинамический расчет компрессора
1.1 Исходные данные для расчета
Ро=125000 - давление окружающей среды, Па;
То=320 - температура окружающей среды, К;
Пк=1.9 - степень повышения давления в компрессоре;
Gv=0.43 - расход воздуха, кг/с;
1.2 Основные показатели компрессора
Адиабатическая работа сжатия в компрессоре
Lад=RЧTa (1)
где К=1.4 - показатель адиабаты
R=287.3, Дж/кг*град. - газовая постоянная для воздуха
Та=То - = 294.35 - температура воздуха на входе во входное устройство компрессора.
Lад=RЧTa=47896,17 [Дж/кг]
Са=70, м/с - скорость воздуха на входном устройстве колеса.
На основание опытных данных выбираем коэффициент адиабатического напора ш=0.58…0.73, при этом следует
руководствоваться рекомендациями (1. табл.2.1)
Окончательный выбор ш=0.68
Необходимая окружная скорость на выходе из РК.
U2==264,6779, м/с U2<500…520 м/с
2. Параметры воздушного потока на входе в РК.
Значение абсолютной скорости выбираем в пределе С1=40…150м/с
принимаем С1=144,6325 м/с.
Производим проверку на устойчивость движения потока в колесе компрессора С1/U2 С1/U2=0,5464
Температуру воздушного потока на входе в РК компрессора определяем по уравнению энергии Qнар=0.
Т1=Та - =282,5928, К
где Ср=1005-теплоемкость воздуха при постоянном давлении, Дж/кгЧгр.
Оценим потери на трение во входном устройстве
Lтр=ж= 627,5568, Дж/кг
где ж = 0.06 - коэффициент потерь энергии во входном устройстве для осевого входа.
Найдем показатель политропы процесса, происходящего во входном устройстве:
=-> n=1,36858
Давление воздуха на входе в РК:
Р1=Ро=89452,84, Па
Плотность воздуха на входе в колесо:
с1=Р1/ (RT1) = 1,101787, кг/м3
Площадь на входе:
F1=Gв/ (с1ЧC1) = 2,510132Е-03, м2
2. Параметры воздушного потока на входе в РК
2.1 Геометрические параметры РК
Диаметр колеса на входе:
D1==64 мм, выберем D1=64 мм
где D0/D1=0.25.0.5, выбираем D0/D1=0,46875
Диаметр втулки рабочего колеса:
D0= (D0/D1) ЧD1=30 мм, выбираем D0=30 мм.
Диаметр рабочего колеса:
D2=D1/ (D1/D2) =110 мм, выбираем D2=110 мм.
где D1/D2=0.55.0.75 на основание статических данных, выбираем D1/D2=0,581818
Средний диаметр на входе в колесо:
D1ср=0.5 (D1-D0) +D0=47мм
Шаг лопаток на среднем диаметре колеса на входе:
t1ср=рD1ср/zл=9,2284 мм
где zл=16 - число лопаток на среднем диаметре колеса на входе, выбирается
по аналогии с существующими конструкциями zл=12…25
Коэффициент загромождения входа на среднем диаметре:
ф1ср=1-д1ср/t1ср=0,92 мм
где д1cр - толщина лопатки на среднем диаметре. Величина д1ср/t1ср=0.08…0.1 на основание статических данных по существующим конструкциям. Окружная скорость на среднем диаметре входа:
U1ср=U2ЧD1ср/D2=113,0896 м/с
Угол входа потока на среднем диаметре:
в1=arctg (С1/U1ср) = 51,97778 град.
при осевом входе С1а=С1. Угол установки лопаток ВНА на среднем диаметре:
в1ср=в1+ i=53,97778 град.
где i=4 град. - угол атаки, выбирается в пределах i=2…4 град.
2.2 Кинематика потока на входе в колесо
Меридиональная скорость на входе в колесо:
C1m=C1a/фср=157, 2092 м/с
Относительная скорость на входе в колесо на среднем диаметре:
W1ср==193,6595 м/с
Определим обороты рабочего колеса:
nk==45954,31 об/мин.
Скорость звука на входе в РК:
а1=20.1=338,3435 м/с
Окружная скорость колеса на диаметре D1:
U1=U2 (D1/D2) =153,9944 м/с
Относительная скорость на диаметре D1:
W1==220,0659 м/с
Число маха:
Mw1=W1/a1=0,6504216
чтобы избежать значительных потерь от скачков уплотнения необходимо иметь Mw1? (0.85.0.95).
2.3 Параметры воздушного потока на выходе из колеса
Коэффициент мощности РК:
м==0,8619694
Радиальная составляющая абсолютной скорости:
C2r= (1.05.1.1) ЧC1=151,8641 м/с
Окружная составляющая абсолютной скорости:
C2u=мЧU2= 228,1442 м/с
Угол направления потока воздуха на выходе из колеса:
б2=arctg (C2r/C2u) = 33,64971 град.
Потери энергии в РК:
а) потери во вращающемся направляющем аппарате
Lтр1=ж1Ч=4312,961 Дж/кг
где ж1=0.23 - коэффициент потерь энергии на трение в ВНА, ж1=0.1…0.3
б) потери энергии на поворот потока и трение в межлопаточных каналах
Lтр2=ж2Ч=2306,271 Дж/кг
где ж2=0.2 - коэффициент потерь энергии на поворот потока
и трение в межлопаточных каналах, ж2=0.1…0.2
в) потери энергии на трение диска о воздух
Lд=бдЧ=4203,262 Дж/кг
где бд=0.06 - коэффициент потери энергии на трение диска о воздух,
бд=0.04…0.06. Суммарные потери в колесе:
Lтр=Lтр1+Lтр2+Lд=10822,49 Дж/кг
Температура воздуха за РК с учетом теплообмена:
Т2=Т1+ (м+бдЧ0.5-) Ч/=319,4959 K
Показатель политропы процесса, происходящего в колесе:
=> n=1.618629
где Qнар=0.5Lд. величина показателя политропы в РК находится в пределах 1.45…1.65. Давление воздуха за колесом:
Р2=Р1 =123328,5 Па
Плотность воздуха:
с2=Р2/ (RЧP2) = 1,343577 кг/м^3
Абсолютная скорость потока за РК:
С2==274,0666 м/с
Относительная скорость потока на выходе из колеса и ее составляющие:
W2r=C2r=151.8641 м/ с
W2==156, 1967 м/с
Шаг лопаток на выходе из колеса:
t2=рЧD2/zк=21,59845 мм
Коэффициент загромождения выхода из РК:
ф2=1-д2/t2=0,9423569
где д2=1 мм, - толщина лопаток на диаметре D2. Толщина лопаток
по статическим данным находится в пределах (1…1.5) мм.
Ширина колеса на выходе:
b2==6,019829Е-03 м
при этом отношение b2/D2 обычно составляет: b2/D2=0.04…0.07.
b2/D2=0.0547 соответствует пределу.
Определим адиабатический КПД колеса по полному напору:
зрк==0,8426666
где Lэ= (м+б)
Lад. рк - адиабатная работа в каналах колеса
Lад. рк==27329,18 Дж/кг
Определим число маха на выходе из колеса:
M2==0,7618089
2.4 Определение параметров воздушного потока и геометрических параметров безлопаточного (щелевого) диффузора
Ширина безлопаточного диффузора на выходе принимается по статическим данным
b3= (0.95…1.0) b2=0.006019 м.
Наружный диаметр щелевого диффузора выбирают по следующим рекомендациям:
D3= (1.07.1.18) D2=123,2 мм.
Определим в первом приближении плотность на выходе из диффузора, приняв показатель политропы nд=1.6, при b2=b3
с3=с2=1,528102 кг/м^3
Найдем угол выхода потока из щелевого диффузора:
б3=arctg=31,60886 град.
Радиальная составляющая и полная скорость потока на выходе из диффузора:
С3r==118,1345
С3==225,3968 м/с
Температура на выходе из диффузора:
Т3=Т2+=331,7975 К.
Работа трения в диффузоре: (b2=b3=b)
Lтр=0.5 b3Чотр=1280,149 Дж/кг.
где бср= (б2+б3) /2=32,62968 град.
отр=0.01 - коэффициент потерь энергии на трение отр=0.0075…0.01
Найдем показатель политропы в процессе протекающего в щелевом диффузоре:
=> nд=1,481507
Давление воздуха на выходе из щелевого диффузора:
Р3=Р2=138531,3 Па.
Проверим плотность воздуха на выходе из диффузора:
с3= с2 =1,463244 кг/м^3
т. к показатель политропы и плотности принятых ранее и в результате расчета почти равны, то повтор расчета производить не надо.
Определим адиабатический КПД щелевого диффузора:
зщ. д===0,8928961
Число маха:
М3==0,6148
2.5 Определение параметров воздушного потока и геометрических параметров лопаточного диффузора
Угол направления потока на выходе из лопаточного диффузора:
б4= б3+ (12…18°) =43,60886 град.
Наружный диаметр лопаточного диффузора:
D4= (1.35…1.7) D2=187 мм.
Высота лопаток лопаточного диффузора на входе и выходе могут быть разные b3?b4, (но чаще всего b3= b4), b4=0.006019 м.
Число лопаток рекомендуется выбирать zд=12…35.
При этом в избежании усиления пульсации воздушного потока не рекомендуется выбирать число лопаток диффузора кратным числу лопаток колеса.
Выбираем zд=16.
Шаг лопаток на входе в диффузор:
t3=рD3/zд=11,05841 мм.
Шаг лопаток на выходе из диффузора:
t4=рD4/zд=16,78508 мм.
Коэффициент загромождения на входе в лопаточный диффузор:
ф3=1-д3/ t3=0,97
где д3 - толщина лопатки лопаточного диффузора; по статическим данным д3/ t3=0.03…0.05.
Коэффициент загромождения канала на выходе в лопаточный диффузор:
ф4=1-д4/ t4=0,96
где по статическим данным д4/ t4=0.02…0.04.
Степень расширения диффузора:
ѓ===1,976886
Угол расширения эквивалентного диффузора:
Угол расширения эквивалентного диффузора должен быть 8…10°
и==11,02343
Коэффициент потерь энергии в диффузоре:
жд=жтр+жр=0, 1912157
где жр=3.2К=0.039794 - коэффициент потерь на расширение К=1.7-0.03Чи=1.418, а и в градусах. жтр==0,1514208 - коэффициент потерь на трение a3=t3Чф3Чsinб3=5,622 мм - входное сечение диффузорного канала лтр=0,02 - коэффициент сопротивления в трубе лтр=0.015…0.025. Скорость на выходе из диффузора:
С4=85,31883 м/с
Температура воздуха на выходе из диффузора:
Т4=Т3+=353,8233 К.
Давление воздуха на выходе из диффузора:
Р4=Р3=164438,4 Па.
Определим число маха:
М4==0,2253587
Адиабатический КПД диффузора:
зл. д==0,8211
2.6 Определение параметров воздушного потокав улиточном воздухосборнике и на выходе из компрессора
Зададим скорость потока на выходе из улиточного канала воздухосборника Ск=74 м/с из интервала Ск=60…80 м/с.
Находим температуру воздуха на выходе:
Тк=Т4+=354,7359 К.
Потери энергии в улиточном канале:
Lул== 301,7188
где ц0=0.1745 - угол начального участка (языка) улитки
ц0=0.1745…0.262 рад. (10…15°)
о=0.0075 - коэффициент потерь на трение о=0.005…0.0075
К=С4uЧr4=5,77 С4u=C4Чcosб4=61,77639 м/с
А=Gв/ (с4Ч4рkЧk) =3,129E-03
Показатель политропы сжатия в улиточном воздухосборнике:
=> nул=1,776265
Давление воздуха на выходе из компрессора:
Рк=Р4=165410,5 Па.
Плотность воздуха на выходе из компрессора:
ск=Рк/ (RTk) = 1,623 кг/м^3
Находим степень повышения давления в компрессоре:
рк=Рк/Pa=1,700005
Адиабатическая работа по действительной степени сжатия:
Lад=RЧTa=47896,47 Дж/кг.
Находим коэффициент напора:
ш1==0,6837043
разница полученного значения коэффициента адиабатического напора и принятого в расчете не должен превышать 3%.
Погрешность расчета:
%= 0,0006%
Эффективная работа:
Lэ= (м+б) = 64587,98 Дж/кг
Коэффициент полезного действия компрессора:
зк= Lад/ Lэ=0,7415695
Мощность, потребляемая на привод компрессора:
Nk==25,83519 кВт.
3. Профилирование колеса компрессора
Профилирование канала колеса компрессора направлено обеспечение на расчетном режиме минимальных потерь, обеспечение прочности лопаток колеса. Толщина лопатки ВНА выбирается по статистическим данным: на диаметре D1: на входе в ВНА д1вх=0.6…0.7мм, на выходе д1ВНА=1.4…1.5мм выбираем д1вх=0.6 мм д1ВНА=1.4 мм на диаметре D0: на входе д0вх=1.2…1.4мм, на выходе из ВНА д0ВНА=1.8.2.0мм выбираем д0вх=1.3 мм д0ВНА=1.9 мм
Толщина лопатки в выходном сечение колеса на диаметре D2 д2= (1.1.5) мм выбираем д2=1 мм. Характер изменения толщины лопатки между диметрами D0 и D2 линейный.
В меридиональном сечение колеса ширина проточной части В= (0.3…0.4) D2, а ширина ВНА b= (0.15…0.2) D2 мм. В=33 мм, в=16,5 мм
3.1 Профилирование лопатки ВНА
Входные кромки лопаток изогнуты по направлению относительной скорости на входе в колесо. Угол изгиба лопатки на среднем радиусе входа
вк1ср= в1ср+i=53,97°
где в1ср - угол направления потока на среднем радиусе входа i - угол атаки 2…4°; i=2°
Профиль лопатки ВНА описывается параболой или лемнискаты.
3.1.1 Метод параболы
Профиль лопатки ВНА описываем дугой параболы y=.
Для обеспечения входа воздуха в рабочее колесо должно обеспечиваться условие
Характеристики параболы определяются
m=x0/ (y0tg в1к); Р=m=28,79 мм
где x0, y0 - координаты точки параболы, в которой
dx/dy=tg в1к; x0=xa=b-r1 (1-cos в1к) =20.92 мм
Примем m=2, тогда выпуклая поверхность лопатки (А) в цилиндрическом сечении описывается уравнением
у=
подчитываем координаты и строим параболу "А" (см. рис.)
Входную кромку лопатки описываем радиусом r1= д1вх/2 так, чтобы окружность радиусом r1 касалась фронтальной линии решетки и параболы "А", причем касательная к параболе и окружности радиуса r1 в точке А образует с фронтальной линией угол в1к.
К окружности радиуса r1 проводим касательную под углом в'1к= в1к+ (0…1°).
Тогда касания F лежит на вогнутой поверхности лопатки (парабола В)
Определим координаты точек F и А:
ХF=X0'=b - r1 (1+cos в1к) =16,276
ХА= X0=b - r1 (1-cos в1к) =17,13
УА==9,306
УFA= УА+ (sin в1к+sin в'1к) =10,01
Координаты точки F определены в системе координат параболы "А", при этом ХF=X0' параболы "В". Тогда параметр параболы "В" определится РВ=2 ХFtg в'1к=28,381,а уравнение параболы для вогнутой поверхности лопатки
УВ=
Ордината точки F, определенная по уравнению параболы "В",
УFB==8,548
Разность ординат ДУ= УFA - УFB=1.4 определяет начало системы координат для расчета и построения параболы "В". Полученная разность координат также определяет толщину лопатки на выходе из ВНА, д1ВНА= ДУ.
Парабола "А"
|
Ха |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
|
Уа |
0 |
0,034 |
0,138 |
0,3126 |
0,555 |
0,868 |
1,250 |
1,701 |
2,222 |
|
Ха |
9 |
10 |
11 |
12 |
13 |
14 |
15 |
16 |
16,368 |
|
|
Уа |
2,813 |
3,473 |
4, 203 |
5,002 |
5,870 |
6,807 |
7,815 |
8,892 |
9,306 |
Парабола "Б"
|
Хв |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
|
Ув |
0 |
0,035 |
0,141 |
0,317 |
0,564 |
0,881 |
1,268 |
1,727 |
|
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
13 |
14 |
15 |
15,576 |
|
|
2,255 |
2,584 |
3,524 |
4,264 |
5,074 |
5,955 |
6,906 |
7,928 |
8,549 |
По результатам расчета строится профиль вогнутой поверхности лопатки и составляется таблица геометрических параметров профиля
3.1.2 Профиль канала ВНА
Для построения канала ВНА определяем шаг расположения лопаток на диаметре D1ср.
t1ср=р D1ср/zk=12,395 мм
и строим соседнюю лопатку.
Определим ширину канала на входе в ВНА и на выходе
а1= (t1ср-Д) sinв1k=5,579 мм; Д= д1ВХ/ sinв1k=0,408 мм
а2= t1ср - д1ВНА=7,245 мм
где в1k - конструктивный угол лопатки ВНА на рассматриваемом диаметре
Д - толщина лопатки по фронту решетки
д1ВНА - толщина лопатки на выходе из ВНА
Длина средней линии канала определяется как длина дуги параболы
L==19,566 мм
Угол раскрытия канала, во избежание резкого увеличения потерь от срыва потока не должен превышать и=12°
и=2arctg=11,58°
3.2 Профилирование меридионального сечения рабочего колеса
Строим среднюю линию меридионального сечения канала, которая проходит через середины входной и выходной кромок лопаток рабочего колеса
Граничные условия для определения уравнения средней линии
1. Х=0, У=0; dy/dx=tgб2;
2. X=X0, Y=0; dy/dx=tgб1;
Этим граничным условиям удовлетворяет функция
=;
=X/X0; =Y/Y0
Х0==45,62
б2=ш2-в0=43,328°; б1=р - в0+ ш1=139,328°
в0=arctg=50°
где R2=70 мм, наружный радиус рабочего колеса
R1ср=24,4 мм, средний радиус на входе в колесо
В=49 мм, осевая протяженность решетки рабочего колеса
b2=7.3 мм, ширина канала на выходе из колеса
ш1=3…7° - конструктивный угол на входе в колесо
ш2=85…90° - конструктивный угол на выходе из колеса
б1; б2 - углы между касательной к средней линии канала и осью на
входе и выходе колеса.
Используя данное уравнение, рассчитываем и строим среднюю линию.
Riср=R2-Riср;
Riср= (хi+yictg0) sin0;
tgбi=
Температура потока на среднем радиусе рассматриваемого сечения
Ti=T1ср+
где W1ср=120.59 м/c - относительная скорость потока на среднем радиусе перед колесом, U1cр=86.088 м/c - окружная скорость на среднем радиусе, Ui - окружная скорость на текущем среднем радиусе, Wmi - относительная меридиональная скорость потока с учетом стеснения канала от толщины лопатки.
Величину Wmi на участке от ВНА определяется как проекция относительной скорости потока Wi в криволинейном диффузоре ВНА на меридиональную плоскость
Wmi= WiЧcos (90-вi)
где вi - угол наклона касательной к средней линии межлопаточного диффузорного канала ВНА в расчетной точке меридианального сечения
Если профиль лопатки ВНА описан дугой параболы, то
tg вi=tgвiср (b/xiл)
где вiср - конструктивный угол входа лопатки на среднем диаметре колеса b=16.5 мм - длина ВНА по оси колеса xiл - координата точки i по параболе описывающей профиль лопатки ВНА,
хiл=b- (x0-xi) cosв0-yi sin в0.
Определим относительную скорость потока в канале ВНА
Wi= W1mср
где W1mср - относительная скорость потока во входном сечении канала ВНА на среднем радиусе с учетом толщины входной кромки лопатки
W1mср= W1ср=165,2596 м/с
F1,Fi - размеры диффузора по нормали к средней линии на входе и в i-сечении. Плотность потока на среднем радиусе
сiср= с1ср
где Т1ср=296.6 К - температура потока перед колесом на среднем радиусе с1ср=1.14 кг/м^3 - плотность потока перед колесом nк=1.52 - показатель политропы в рабочем колесе.
Определяем для всех точек длину нормали к средней линии канала
hi=
4. Профилирование лопаточного диффузора
Средняя линия лопатки диффузора представляет собой обычно дугу окружности или параболы. Сам профиль лопатки часто постоянной толщины очерчивается одним радиусом.
4.1 Построение лопаток диффузора, очерченных дугой окружности
Средняя линия лопатки очерчивается одним радиусом. При этом касательную к передней кромке средней линии направляют под углом б3= б2, а к выходной кромке - под углом б4= б3+ (12…18°).
Определим радиус средней линии лопатки
Rл==167,7404 мм
Радиус окружности, на которой находится центры радиусов, описывающих среднюю линию лопатки
r==102,022 мм
Число лопаток диффузора zд=17 определяют в газодинамическом расчете. Разделив окружность радиуса r на равные части, число которых соответствует числу лопаток диффузора. Из каждой точки деления радиусом Rл проведем средние линии всех лопаток диффузора. Внешняя и внутренняя поверхности лопаток очерчиваются из тех же центров, соответствующими радиусами
RПвнутр=Rл+д3/2=154,5 мм; RПвнеш= Rл - д3/2=152,5 мм
где д3=1.4мм - толщина лопатки. Входные и выходные кромки лопатки скругляются радиусом д3/2=0.7 мм
Во избежание усиления пульсации воздушного потока не рекомендуется выбирать число лопаток диффузора кратным числу лопаток колеса.
5. Профилирование воздухосборника
Классической формой выходного устройства является сборная улитка. Улитка - это канал, охватывающий по спирали диффузор по всему периметру. Поперечное сечение канала может иметь различную форму. Рассмотрим улиточный канал с круглым поперечным сечением.
Расход воздуха в любом сечение канала определится
Gц=Кс4 или
Gц/ (2р) =Кс4
откуда
ц=, K=C4uЧr4
Обозначим радиус поперечного сечения - r, найдем связь между хордой и радиусом
окончательно получим
d=
Задаваясь величиной ц, определяем d для 10…15 сечений. В моем случае 14 сечений.
Строим улиточный канал
|
R |
0,628 |
1,25 |
1,88 |
2,51 |
3,14 |
3,769 |
4,398 |
5,02 |
5,65 |
6,28 |
|
|
d |
0,016 |
0,23 |
0,29 |
0,034 |
0,039 |
0,043 |
0,047 |
0,051 |
0,055 |
0,059 |
Литература
1. Галичин В.Г. Агрегаты наддува ДВС: Учебное пособие для курсового проектирования. - Челябинск: ЧГТУ, 1991
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Газодинамический расчет варианта проточной части одновального трехсекционного шестиступенчатого, по две ступени в секции, компрессора. Профилирование лопаточных аппаратов первой ступени. Определение ширины концевых уплотнений и внешних утечек газа.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 25.08.2012Расчет параметров потока и построение решеток профилей для компрессора и турбины. Профилирование рабочей лопатки компрессора, газодинамический и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе. Кинематические параметры ступени турбины.
практическая работа [2,1 M], добавлен 01.12.2011Знакомство с особенностями проведения термодинамического и кинематического расчетов компрессора. Рассмотрение проблем распределения коэффициентов напора по ступеням. Этапы расчета параметров потока на различных радиусах проточной части компрессора.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 11.05.2014Расчет параметров потока и построение решеток профилей ступени компрессора и турбины. Профилирование камеры сгорания, реактивного сопла проектируемого двигателя и решеток профилей рабочего колеса турбины высокого давления. Построение профилей лопаток.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 27.02.2012Проект двигателя для привода газоперекачивающего агрегата. Расчет термодинамических параметров двигателя и осевого компрессора. Согласование параметров компрессора и турбины, профилирование компрессорной ступени. Газодинамический расчет турбины на ЭВМ.
курсовая работа [429,8 K], добавлен 30.06.2012Проектирование центробежного компрессора в транспортном газотурбинном двигателе: расчет параметров потока на выходе, геометрических параметров выходного сечения рабочего колеса, профилирование меридионального отвода, оценка максимальной нагрузки лопатки.
курсовая работа [569,3 K], добавлен 05.04.2010Газодинамический расчет центробежного компрессора. Выбор и определение основных параметров компрессора. Расчет безлопаточного, лопаточного диффузора. Определение диска на прочность. Ознакомление с таблицами напряжений. График результатов расчета диска.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 02.05.2019Профилирование лопатки первой ступени компрессора высокого давления. Компьютерный расчет лопатки турбины. Проектирование камеры сгорания. Газодинамический расчет сопла. Формирование исходных данных. Компьютерное профилирование эжекторного сопла.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 22.02.2012Профилирование лопатки первой ступени турбины высокого давления. Расчет и построение решеток профилей дозвукового осевого компрессора. Профилирование решеток профилей рабочего колеса по радиусу. Расчет и построение решеток профилей РК турбины на ПЭВМ.
курсовая работа [2,5 M], добавлен 04.02.2012Профилирование ступени компрессора приводного газотурбинного двигателя. Построение решеток профилей дозвукового осевого компресора и турбины. Расчет треугольников скоростей на трех радиусах. Эскиз камеры сгорания. Профилирование проточной части диффузора.
курсовая работа [1,9 M], добавлен 22.02.2012
