2013增壓透平膨脹機畢業(yè)設計說明書論文

蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 1 2013 畢業(yè)設計 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 2 前 言 透平膨脹機則是實現(xiàn)接近絕熱等熵膨脹過程的一種有效機械 .目前 ,從空調設備、低溫環(huán)境模擬到空氣與多組分氣體的液化分離以及極低溫氫、氦的液化制冷 ,都有透平膨脹機的實際應用 .在能源的綜合利用方面 ,透平膨脹機作為回收能量的機械也得到了廣泛的應用 . 對于應用天燃氣作為燃料的國家 ,利用液化天燃氣的冷量是很重要的 ,可以利用冷熱進行發(fā)電 .按利用的方法有直接膨脹、直接膨脹加郎肯循環(huán)以及混合工質等三種 .不管是那一種方法 ,都采用透平膨脹機回收功率 .可見發(fā)展前景還是十分可觀。 相信通過廣大的科研工作人員的努力，透平膨脹機將會獲得前所未有成就及更廣的應用。 本畢業(yè)設計題目是 10000 m3/h 增壓透平膨脹機設計。 限于時間和水平，本設計難免存在一些缺點和錯誤，敬請導師、專家批評、指正、以便修改。 編者 2013 年 6 月 3 日 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 3 摘 要 透平膨脹機是通過將來自上 游的高壓氣流膨脹機為低壓氣流，連續(xù)不斷的轉化為機械能。高速氣流使葉輪旋轉，再通過由軸承支撐的轉軸將機械能傳遞給壓縮機、發(fā)電機，也可用油制動、風機制動消耗。 關鍵詞 : 透平膨脹機 軸承 轉軸 壓縮機 油制動 Abstract Turboexpander is a machine,which continuously converts kinetic energy into mechanical energy.This is done expending the high pressure gas from upstream to a lower pressure downstream through the expander.The high pressure gas causes the radial expander to rotate .Rotation is transmitted to the shaft,which is supported by a set of bearings.The power transmitted to the shaft can be used to drive a compressor,drive an electrical generator or can be dissipated through an oil brake or air brake. Key words: Turboexpander Bearings shaft compressor brake oil 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 4 目 錄 第一章 緒 論 6 1.1透平膨脹機的應用 6 1.2透平膨脹機的分類 6 1.3國內(nèi)外透平膨脹機的發(fā)展概況 7 第二章 增壓透平膨脹機的設計 11 2.1 設計參數(shù) 11 2.2 透平膨脹機的熱力計算 11 2.2.1 已知條件 11 2.2.2 估取及選用值 11 2.2.2.1 估 取 11 2.2.2.2 選 定 12 2.2.2.3 選 取 12 2.2.2.4 估取擴壓比 15 2.2.3 焓降計算 15 2.2.3.1 噴嘴 計算 16 2.2.3.2 工作輪計算 20 2.2.3.3 擴壓器的計算 27 2.2.3.4 工作輪型線的計算 28 2.2.4 工作輪內(nèi)部損失 32 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 5 2.2.4.1 工作輪輪背摩擦損失 32 2.2.4.2 工作輪內(nèi)泄漏損失 35 2.3 增壓機計算 36 2.3.1 設計參數(shù) 36 2.4 主軸的設計 41 第三章 軸的強度計算及轉子的臨界轉速 43 3.1軸的強度計算 43 3.1.1 軸向力的計算 43 3.1.2 軸的彎矩計算 43 3.1.3 法向應力 45 3.1.4 切向力的計算 46 3.2鍵的校核 47 3.3轉子的臨界轉速 48 第四章 漏氣損失 52 第五章 增壓透平膨脹機典型結構 54 5.1透平膨脹機 54 5.1.1 蝸殼 54 5.1.2 轉子 54 5.1.3 主軸 55 5.1.4 軸承 55 5.1.5 軸密封 55 5.2離心增壓機 55 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 6 5.2.1 壓機輪 55 5.2.2 擴壓器 56 5.3供油系統(tǒng) 56 5.4緊急切斷閥 54 5.5增壓機回流閥 55 5.6增壓機后冷卻器 55 第五章 計算機編程 58 6.1 源程序說明 58 6.1 C語言程序 58 6.2 運行結果及分析 65 總 結 69 參考文獻 70 文獻 翻譯 71 致 謝 75 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 7 第一章 緒 論 1.1 透平膨脹機的應用 總所周知， 絕熱等熵膨脹是獲得低溫的重要效應之一 ,也是對外做功的一個重要熱力過程 ,而透平膨 脹機則是實現(xiàn)接近絕熱等熵膨脹過程的一種有效機械 .目前 ,從空調設備、低溫環(huán)境模擬到空氣與多組分氣體的液化分離以及極低溫氫、氦的液化制冷 ,都有透平膨脹機的實際應用 . 在能源的綜合利用方面 ,透平膨脹機作為回收能量的機械也得到了廣泛的應用 .例如高爐氣透平膨脹機、石油催化裂解再生氣透平膨脹機、化工尾氣透平膨脹機、煙氣透平膨脹機、天燃氣透平膨脹機、液化天燃氣透平膨脹機、液化天燃氣冷熱發(fā)電透平膨脹機、排熱回收利用的郎肯循環(huán)透平膨脹機等 . 對于應用天燃氣作為燃料的國家 ,利用液化天燃氣的冷量是很重要的 ,可以利用冷熱進行發(fā)電 .按利用的方法有直接膨脹、直接膨脹加郎肯循環(huán)以及混合工質等三種 .不管是那一種方法 ,都采用透平膨脹機回收功率 . 1.2透平膨脹機的分類 透平膨脹機是利用工質流動時速度的變化進行能量轉換的 ,因此也稱為速度型膨脹機 .工質在透平膨脹機的流通部分中膨脹獲得動能 ,并由工作軸輸出外功 ,因而降低了膨脹機出口工質的內(nèi)能和溫度 .工質在工作輪中膨脹的程度稱為反動度 .具有一定反動度的透平膨脹機就稱為透平膨脹機 .如果反動度很小以至接近于零 ,則工作輪基本上由噴嘴出口的氣流推動而對外作功 ,因此稱為沖動式透平膨脹機 . 此外 ,根據(jù) 工質在工作輪中的流動的方向可以有徑流式、徑 -軸流式和軸流式之分 .按照工質從外圍向中心或中心向外圍的流動方向 ,徑流式和徑 -軸流式又有向心式和離心式的區(qū)別 .事實上 ,由于離心式工作輪的流動損失大 ,因此只有向心式才有價值 . 如果工作輪葉片的兩側具有輪背和輪蓋 ,則稱為閉式工作輪 ,輪蓋沒有只有輪背的稱為開式工作輪 ,輪蓋和輪背都沒有的 ,或輪背只有中心部分而外蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 8 緣被切除的 ,則稱為開式工作輪 .只有在應力很大的場合才采用開式工作輪 ,利用外緣的切除來降低離心力 .低溫裝置中開式工作輪的應用并不普遍 . 根據(jù)一臺膨脹機中包含的級數(shù)多少又 可以分為單級透平膨脹機和多級透平膨脹機 .為了簡化結構、減少流動損失 ,徑流透平膨脹機一般都采用單級或由幾臺單級組成的多級膨脹 . 按照工質的膨脹過程所處的狀態(tài) ,又有氣相膨脹機和兩相膨脹機之分 .而兩相膨脹機又有氣液兩相、全液兩相及超臨界狀態(tài)膨脹的區(qū)別 . 目前 ,在低溫技術中應用最為廣泛的是帶有半開式工作輪的單級向心徑-軸反動式透平膨脹機 .它的級比焓降大 ,允許轉速高 ,結構簡單 ,熱效率較高 .它有膨脹機通流部分、制動器及機體三部分所組成 .膨脹機通流部分是獲得低溫的主要部件 .工質從管道進入膨脹機的蝸殼 ,把氣流均勻地分配給噴 嘴 .氣流在噴嘴中的第一次膨脹 ,把一部分比焓降轉換成氣流的動能 ,因而推動工作輪輸出外功 .同時 ,剩下的一部分比焓降也因氣流在工作輪中繼續(xù)膨脹而轉換成外功輸出 .膨脹后的低溫工質經(jīng)過擴壓室排出到低溫管道中 .在這臺透平膨脹機中采用壓縮機作為制動器 .制動空氣通過壓縮機端蓋上的進口管吸入 ,經(jīng)壓縮機輪壓縮后 ,在經(jīng)無葉擴壓器及壓縮機蝸殼擴壓 ,最后排入出口管道中 .在壓縮機端蓋中還設有電感式的測速器 ,用以測量透平膨脹機的轉速 .機體在這里起著傳遞、支撐和隔熱的作用 .通過主軸把膨脹機工作輪的功率傳遞給右端的壓縮機 ,主軸支撐在機體中的 軸承座上 .為了防止不同溫區(qū)的熱量傳遞和冷氣體的泄漏 ,機體中還設有中間體和密封設備 .由膨脹機工作輪、壓縮機輪和主軸等旋轉零件組成的部件成為轉子 .在這里膨脹機工作輪和壓縮機輪是懸掛在主軸兩端的 ,稱為雙懸臂式轉子 .在采用壓縮機制動的透平膨脹機中 ,幾乎毫無例外地采用這種型式的轉子 . 1.3 國內(nèi)外透平膨脹機的發(fā)展概況 采用透平膨脹機作為獲得低溫的膨脹機的想法早在 1898 年就由英國人Lord Reyleigh 提出 ,以后又有不少人提出了具體的設想 .但是始終未能取得成功 .直到 1930 年德國的林德工廠才成功 地把一臺單級軸流沖動式透平膨蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 9 脹機用于氣體的液化裝置中 .1936 年以后 ,意大利人 Guide Zerkowite 提出的向心徑流式透平得到了成功的應用 .這種型式的透平膨脹機一直沿用到 50年代的產(chǎn)品上。它采用了懸臂式轉子，具有沖動式短葉片的向心徑流式工作輪。改進后的這種透平膨脹機的等熵效率可達 65% 70%,制冷量采用開啟噴嘴組的部分進氣方法調節(jié) . 在透平膨脹機的發(fā)展中有較大影響的應力為 1939 年蘇聯(lián) . .Kannua院士提出的反動式向心徑流透平 .它的通流部分與前一種相比 ,它的根本特點在于 :在工作輪的 通流部分中也完成了一部分比焓降 ,因而表現(xiàn)在結構上具有較大的進、出口輪徑比 .由于采用了這種結構型式 ,使透瓶膨脹機的等熵效率首次達到 80%,成為現(xiàn)代透平膨脹機發(fā)展的基礎 .到 1942 年美國J.S.Swearingen 博士描述的改進后的向心徑流反動式透平膨脹機就成了現(xiàn)代透平膨脹機的基礎模式 ,它的等熵效率超過了 80%,有的可能達到 90%.這種膨脹機的通流部分特點是結構簡單 ,流動損失較小 . 以后的改進是局部性的 .例如在密封設備中增設了一股常溫的密封氣 ,以減少冷氣體的外泄漏 ；采用徑 -軸流式工作輪和閉式工作輪 ,以 降低通流部分的流動損失 ；采用轉動噴嘴葉片的調節(jié)方法 ,以提高工況時的調節(jié)性能 ；改進軸承結構 ,提高工作轉速 ,以適應大比焓降膨脹的需要等方面 . 70 年代以來 ,兩相透平膨脹機的出現(xiàn) ,指出了設計理論方面新的研究方向 . 由于向心徑流反動式透平膨脹機的體積流量大 ,結構簡單 ,工作可靠 ,因而首先被應用到低壓空氣分離和液化裝置中 .由于它的體積流量大 ,效率又得到提高 ,因而使一度被淘汰的空氣制冷裝置又獲得了一定的應用 .例如用于-60 -80的大型低溫環(huán)境模擬裝置 ,有現(xiàn)成壓縮空氣的飛機空調裝置等場合 .這種型式的 透平膨脹機允許的級比焓降的增加 ,使它也伸展到中、高壓的空分裝置及天燃氣、油田氣液化裝置中 .此外 ,由于采用了高速、可靠、少污染的氣體軸承 ,使這種透平膨脹機也有一定的適用范圍 .在比焓降較小而體積流量很大時 ,特別是在大功率能量回收裝置中 ,則以采用軸流式透平膨脹機為蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 10 宜 .在比焓降很大的場合 ,就需要采用多級膨脹 .在體積流量很小時 ,采用容積式膨脹機的效率就比較高 . 正是由于透平膨脹機具有尺寸小、重量輕、壽命長、結構簡單、操作維護方便、工質少受污染等優(yōu)點 ,和活塞式、螺桿式等所謂容積型膨脹機相比 ,獲得了日益廣泛的應 用 .50年代主要用于低壓、大流量的場合 ,60 年代發(fā)展到了中小流量和中高壓裝置中 ,70 年代更擴展到了更小流量的低溫裝置和微型制冷機中 .透平膨脹機已經(jīng)伸展到了過去活塞膨脹機占優(yōu)勢的領域中 . 我國在解放后 ,隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展 ,低溫裝置不斷出現(xiàn) ,透平膨脹機也獲得了廣泛的應用 .1957 年首先在飛機空調裝置中采用了向心徑流沖動式透平膨脹機 .從 1960 年開始 ,我國又自行設計和試驗了低壓空分裝置中采用了向心徑流反動式透平膨脹機 .1966 年以后 ,相繼設計和制造了標態(tài)產(chǎn)氧量從600 到 30000m3/h 的各類全低壓空分 裝置使用的低壓空氣透平膨脹機 ；標志產(chǎn)氧量為 150 和 300m3/h 中的中壓空分透平膨脹機 .在這同時 ,還發(fā)展了各種其他用途的透平膨脹機 .其中有標態(tài)進氣量達 180000m3/h 的高空環(huán)境模擬裝置用透平膨脹機 ,也有溫度低達 15K 的宇宙環(huán)境模擬裝置用的氦氣透平膨脹機 ,轉速達 12 萬 r/min 的高能物理用大型氦液化器的氦氣透平膨脹機 ,還有用于氫、天燃氣的液化以及回收能量的氫、天燃氣、油田氣、化工尾氣、煙氣、高爐氣等透平膨脹機 .此外 ,還有低比焓降的空分 -氮洗聯(lián)合流程用大氣量、低轉速的透平膨脹機和高比焓降的中壓氮液化裝置用分 兩級膨脹的中壓膨脹機 . 在型式方面 ,除了應用廣泛的徑 -軸流反動式透平膨脹機外 ,還出現(xiàn)了軸流式透平膨脹機和多級透平膨脹機 .在結構方面 ,有半開式工作輪 ,也有閉式工作輪 .有風機制動的 ,也有發(fā)電機制動的 .有轉動葉片調節(jié)的 ,也有開啟噴嘴組調節(jié)的 . 為了配合低溫裝置發(fā)展的需要 ,有關單位也開展了一系列試驗研究工作 .例如試驗了帶固定噴嘴、噴嘴寬度調節(jié)、轉動噴嘴葉片和部分進氣調節(jié)等各種調節(jié)方法 ；試驗了風機和發(fā)電機制動的性能 ,編制了比較符合實際的轉子 -蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 11 軸承系臨界轉速的計算程序 ；開始了對帶液的兩相透平膨脹機的 研究 . 在制造工藝方面 ,也先后試驗成功了工作輪的精密澆鑄成型、閉式工作輪的輪蓋釬接工藝、工作輪的電火花加工工藝成型、氣體軸承的擠壓成型等新工藝 . 當然 ,與國際上的先進水平相比 ,我國在透平膨脹機的發(fā)展方面任存在著一定的差距 .例如對流通部分的氣動性能試驗研究較少 ,設計中還缺少綜合性的最優(yōu)化設計方法 ,三元流葉輪的制造工藝也存在一定的困難 ,自動控制和調節(jié)的配套能力還跟不上發(fā)展的需要 .隨著科學技術的現(xiàn)代化 ,這些差距必將一一得到解決 . 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 12 第二章 增壓透平膨脹機的設計 2 1 設計參數(shù) 膨脹機 增壓機 工作介質 空氣 空氣 流量（ 0、 101.325Kpa） 10000m3/h 10000m3/h 進口壓力 (A) 0.89Mpa 0.58Mpa 進口溫度 175.0K 288.0K 出口壓力（ A） 0 14Mpa 0 915Mpa 效率 86% 78% 調節(jié)范圍 20% 2 2 透平膨脹機的熱力計算 2.2.1已知條件 工質 :空氣 ,氣體常數(shù) R=287.2N.m/(kg.K) 等熵指數(shù) k=1.4 相對密度 =1.2928 kg/m3 膨脹機進氣量 qv=10000 m3/h 進口壓力 P0=0.89Mpa 進口溫度 T0=175.0K 出口壓力 P2=0 14Mpa 2.2.2估取及選用值 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 13 2.2.2.1估取 氣體在噴嘴內(nèi)的流動損失是不可避免的 .不僅有氣流與壁面的摩擦 ,還有氣體內(nèi)部相互間的摩擦 .這就引起了氣流內(nèi)部的能量交換 ,使噴嘴出口氣 流的實際速度 C1低于理想速度 C1S,而實際的出口比焓值高于理論的比焓值 .在一元流動時 ,這一損失通常用經(jīng)驗的速度系數(shù)來反映 .因此速度系數(shù)是一種綜合性的損失系數(shù) ,它的影響因素很多 ,如噴嘴的結構尺寸、葉片形狀、加工質量、氣流參數(shù)等。中等葉高時值一般在 0.92 0.98 之間 . 值一般在0.75 0.90之間 . 噴嘴中氣流的速度系數(shù) =0.96 工作輪中氣流速度系數(shù) =0.84 工作輪葉高輪徑比 L1/D1=0.04 工作輪相對軸向間隙 /L1=0.01 噴嘴出口減窄系數(shù) N=0.98 工作輪進口減窄系數(shù) 1=0.965 工作輪出口減窄系數(shù) 2=0.775 2.2.2.2選定 噴嘴出口角 1與工作輪出口角 2是屬于幾何參數(shù) ,它直接反映了氣流的流動方向 .由歐拉方程可知 , 1與 2的減少對增加輪周功是有利的 .但是它們使葉片傾斜角減少 ,流道長度及曲率增加 ,因此增加了流動損失 .同時還使葉片出口邊寬度增加 ,造成出口邊分離損失增大 .最終使速度系數(shù)減少 .在工作輪中 ,過小的 2角還會增加葉片的出口邊高度 L2,引起子午面擴張角增大 ,造成附加的分離損失 .因此 ,在透平膨脹機中 通常在下述范圍內(nèi)選取 1 =12 30 , 2 =20 45 在上述范圍內(nèi)變化時 ,對效率的影響不大 . 噴嘴出口葉片角 1 =16 ； 工作輪進口葉片角 1 =90 ； 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 14 工作輪出口葉片角 2 =30 15 ； 2.2.2.3選取 工作輪不但接受從噴嘴出來的氣流的動能 ,而且氣體還在工作輪中繼續(xù)膨脹作功 ,進一步降低比焓和溫度 .根據(jù)氣體在工作輪中的膨脹的程度 ,工作輪又有沖動式和反動式的區(qū)別 .在沖動式工作輪中 ,機械功幾乎全部由噴嘴出來的氣流動能轉換而得 ,因而膨脹機的總比焓降幾乎全部在噴嘴中膨脹 完成 .這時在工作輪中氣體的相對速度和密度變化不大 ,因而工作輪進出口流道截面積基本上相同 .反動式工作輪除去一部分比焓降在噴嘴中完成外 .還有一部分則在工作輪中繼續(xù)膨脹 .這樣 ,膨脹機總的比焓降就分成兩部分 ,它們的大小通常用所謂的反動度來表達 .它是工作輪中的等熵比焓降與膨脹機總的等熵比焓降之比 . 通常 =0 時稱為純沖動式膨脹機 ； 0.1 時習稱帶有小反動度的沖動式 ； 0.1 時稱為反動式 . 正是由于在工作輪中實現(xiàn)膨脹 ,利用膨脹時反作用力來進一步推動工作輪作功 ,因而把它稱為反動式 .顯然 ,在相同的進出口參數(shù)條 件下 ,沖動式透平膨脹機出噴嘴的氣流速度要比反動式大 ,從工作輪排出的氣流速度也比反動式大 ,形成很大的流動損失 ,降低了它的效率 .因而目前在低溫裝置的透平膨脹機中沖動式工作輪已經(jīng)很少采用 . 反動度代表著噴嘴和工作輪氣體膨脹時能量的分配。過小的反動度意味著從噴嘴出口的氣流速度大，工作輪的輪周功主要由氣流的沖擊推動獲得，因而從工作輪的氣流速度也大。這些都將造成較大的流動損失，所以沖動式透平膨脹機的等熵效率較低。但是過大的反動度將同樣造成從工作輪排出的氣流速度過大，增大余速損失。在向心式透平膨脹機中，為了保證工作輪流道內(nèi)的流動為加速運動，即 2 1，響應地存在一個最小反動度。當反動度小于最小反動度時，氣流將出現(xiàn)減速運動，這時工作輪中的速度系數(shù)將明顯下降。 輪徑比是工作輪出口直徑 D2與進口直徑 D1之比 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 15 2211DuDu 如果是徑 -軸流式工作輪，則出口直徑取為面積平均直徑 222 m 1 2D D D 因此 2 m 2 m11Du (1) 從歐拉方程式可知，透平膨脹機的輪軸功 2 2 2 2 2 21 2 1 2 1 2CC uuW2 2 2 代入（ 1）式可得 2 2 2 2 2 21 2 1 2 1CC u1 W2 2 2 由此可見，輪徑比直接影響透平膨脹機的輪軸功。對于向心式 1，因此上式右邊第三項為正值，可增加輪周功；對于軸流式 1，因此上式右邊第三項接近零 ，輪周功較?。粚τ陔x心式則為，第三項為負值，論周功最小。因此輪徑比從透平膨脹機的基本結構型式上決定了對膨脹機作功能力的影響。但是同為過小的輪徑比會帶來不利的因素。例如在流量一定時，的減小意味著工作輪直徑 D1增大，葉片高度減少，這就增加了工 作輪子午面的擴張角，以至出現(xiàn)流道內(nèi)的減速運動，增大損失。 D1 的增大還將提高輪背摩擦損失。因此值不宜太小，在透平膨脹機中一般在 0.3 0.5 范圍內(nèi)選取 ,它的大小與流量及比焓降有關 .大流量、小比焓降的膨脹機取大值 ；小流量、大比焓降的膨脹機取小值 .具體應通過方案比較 . 特性比 1 是工作輪進口處的圓周速度與膨脹機等熵理想速度之比 .它是透平膨脹機中最重要的影響因素之一 .在膨脹機進出口參數(shù)一定時 ,它直接反映了轉速的影響 . 在反動度不變時 ,噴嘴損失基本上與 1無關 . 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 16 在反動度不變時 ,工作輪損失隨特性比的增加而 減少 . 特性比由小向大變化時 ,余速損失將由大變小 ,到達某一最小值后 ,又由小變大 .把上述三種損失疊加后 ,就可以獲得流道效率與特性比的關系 .很明顯 ,存在一個最佳特性比 .在反動式透平膨脹機中 ,特性比一般在 0.65 0.70之間 .當特性比偏離最佳值時 ,都將導致流道效率的下降 . 反動度 =0.49； 輪徑比 =0.498； 特性比 1=0.66； 2.2.2.4估取擴壓比 23P 1.04P 因而 23 1.040.151.040.144PPMPa 2.2.3焓 降計算 由 P0、 T0及 P2 、 P3通過軟件計算 （ PRo2） 得到 膨脹機入口理想焓值 0i 1 5 1 1 6 2 . 7 8 1 J / K g(用程序計算 ) 膨脹機出口理想焓值 2Si 2 1 1 8 8 8 . 7 1 9 J / K g (用程序計算 ) 工作輪出口理想焓值 2Si 2 1 2 9 5 7 3 2 8 J K g . / (用程序計算 ) 膨脹機總的理想比焓降 ./ S 0 2 Sh i i1 5 1 1 6 2 7 8 1 2 1 1 8 8 8 7 1 96 0 7 2 5 9 3 8 J K g 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 17 通流部分理想比焓降 ./ S 0 2 Sh i i1 5 1 1 6 2 7 8 1 2 1 2 9 5 7 3 2 86 1 7 9 4 5 4 7 J K g 等焓理想速度 ./SSC 2 h2 6 1 7 9 4 5 4 73 5 1 5 5 2 m s 膨脹機進口的氣體壓縮因子 Z0=0.9529(用程序計算 ) 2.2.3.1噴嘴計算 噴嘴中的等熵比焓降 ./ 1 S Sh1 h1 0 4 9 6 1 7 9 4 5 4 73 1 5 1 5 2 1 9 J K g 噴嘴出口實際速度 ./ 1 1 SC 2h0 9 6 2 3 1 5 1 5 2 1 92 4 1 0 1 6 m s 噴嘴出口理想比焓 ./ 1 S 0 2 Si i h1 5 1 1 6 2 7 8 1 3 1 5 1 5 2 1 91 8 2 6 7 8 J K g 噴嘴出口實際比焓 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 18 . . ./ 21 0 2 S2ii h1 5 1 1 6 2 2 8 1 0 9 6 3 1 5 1 5 2 1 91 8 2 0 4 1 2 6 3 J K g 噴嘴出口壓力 P1=0.387 Mpa (用程序計算 ) 噴嘴出口溫度 T1=129.979 K (用程序計算 ) 噴嘴出口氣體的壓縮因子 Z1=0.9582(用程序計算 ) 噴嘴出口氣體密度 . . ./111163PZ R T0 3 8 1 00 9 5 8 2 2 8 7 2 1 2 9 9 7 91 0 8 2 8 K g m 多變指數(shù) . . .22knk k1141 4 0 9 6 1 4 11 3 5 7 噴嘴出口喉部截面速 *. . ./ 00k n 1C 2 Z R Tk 1 n 11 4 1 3 5 7 12 0 9 5 2 9 2 8 7 2 1 6 3 01 4 1 1 3 5 7 12 1 7 5 8 8 m s 由于 *1CC ,采用收縮噴嘴時 ,氣流在斜切口有偏轉角 , 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 19 . 1n111 n 11nn110211 3 5 7 11 1 3 5 7 11 3 5 7 1 3 7 52 n 1Sin n 1 n 1Sin PP1PP2 1 3 5 7 11 3 5 7 1 1 3 5 7 10 8 4 0 3 810 3 8 0 1 51 0 1 2 7 代入數(shù)據(jù)可求得 .11 16 207 偏轉角 . 0 207 小于 2 可以忽略不計 . 噴嘴出口狀態(tài)下的聲速 . . . ./ 1 1 1C n Z R T1 3 5 7 0 9 5 8 2 2 8 7 2 1 2 9 9 7 92 2 0 3 5 1 m s 噴嘴出口絕對速度馬赫數(shù) .1C11CMaC2 4 1 0 1 62 2 0 3 5 11 0 9 4 1 2 一般 1CMa 小于 1.1 1.2 時仍可采用收縮噴嘴 ,但是較大的馬赫數(shù)時要注意葉型的選擇 . 噴嘴中的能量損失 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 20 ./ 2n 2 S2q1 h1 0 9 6 3 1 5 1 5 2 1 92 4 7 0 7 9 3 J K g 噴嘴中相對能量損失 .nnSqh2 4 7 0 7 9 36 1 7 9 4 5 4 70 0 3 9 9 工作輪氣體進口密度 30 1 8 . 8 4 8 k g / m 噴嘴喉部氣流密度 *./1n1011 3 5 7 132 n121 8 8 4 81 3 5 7 11 1 8 9 8 k g m 噴嘴數(shù)的多少直接影響每一個噴嘴流道內(nèi)氣流分布的均勻性及流動損失，噴嘴數(shù)目多就有較大的壁面摩擦損失，而氣流分布比較均勻；數(shù)目少可以減少摩擦損失，但是氣流分布不均勻，會造成局部氣流脫離，形成旋渦。 隨著氣體動力學理論的發(fā)展，噴嘴通道內(nèi)氣流分布的均勻性有了很大改善，因此噴嘴數(shù)目由以前的多葉片逐步向少葉片發(fā)展。一般只有 8 12片。 在這里采用大葉 片葉型，取 NZ8 根據(jù)經(jīng)驗取噴嘴喉部寬度 bN= 21 mm 膨脹機內(nèi)氣體的質量流量 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 21 ./mvqq 5 5 0 0 1 2 9 2 836001 9 7 5 k g s 噴嘴葉片高度 *. . . mNNqH C b Z1 9 7 51 1 8 9 8 2 1 7 5 8 8 1 2 2 6 67 7 8 m m 取 .H 7 8 mm (圓整 )葉片形狀大致如下圖 : 2.2.3.2工作輪計算 工作輪入口葉片高度取為 b1= 10.3 mm 工作輪入口處氣體的體積流量 ./mv13qq1 9 7 51 0 8 2 80 1 8 2 m s 工作輪入口氣流截面積 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 22 .v11112qFC S i n 0 1 8 22 4 1 0 1 6 S i n 2 7 3 9 6 m m 工作輪直徑 mm5.203s i nDlqD111111m1 ）（ 取 D1= 200 mm 工作輪的周向速度 1 1 1u C c o s 2 4 1 . 0 1 6 c o s 1 62 3 1 . 6 7 9 m / s 工作輪轉速 116 0 un D6 0 2 3 1 . 6 7 93 . 1 4 0 . 1 627668.67 r / min 取 n 2 7 7 0 0 r / m i n 工作輪出口圓周速度 ./2 m 1u u0 4 9 8 2 3 1 6 7 91 1 5 5 4 8 m s 1 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 23 工作輪進口氣流角 11111sin tg ucos Cs i n 1 6 . 2 0 7231.679c o s 1 6 . 2 0 7241.016144.617 . 1 9 0 4 9 9 9 0 2 9 5 6 由于 *1CC ,在斜切口氣流發(fā)生偏斜 ,使進工作輪時氣流有沖擊 ,沖擊角 11 9 0 9 0 2 9 5 62 9 5 6 可以看出 ,這里的沖擊角很小 . 進工作輪相對速度 1111C s i n sin 2 4 1 . 0 1 6 s i n 1 6 . 2 0 7s i n 9 0 2 9 5 6 6 7 . 2 7 4 m / s 進工作輪相對速度的圓周分速 1 u 1 1 1 C s i n u2 4 1 . 0 1 6 s i n 1 6 . 2 0 7 2 3 1 . 6 7 90 . 5 8 7 m / s 進工作輪相對速度的徑向分速 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 24 1 r 1 1 sin 6 7 . 2 7 4 s i n 9 0 2 9 5 6 6 7 . 2 7 2 m / s 工作輪處相對速度的馬赫數(shù) 1 11MaC67.274220.3510.305 一般希望 .1Ma 0 5 ,以避免過大的進口損失 . 工作輪進口沖擊損失 21u 1u2q20.57820 . 1 7 2 J / k g 工作輪進口比焓 11 1u1i i q182041.263 0.172182041.091 J / kg i 由于沖擊損失很小 ,工作輪進口的狀態(tài)可以認為與噴嘴出口狀態(tài)相同 . 工作輪出口等熵比焓 2Si 2 1 2 9 5 7 . 3 2 8 J / k g (用程序計算 ) 工作輪出口等熵比焓降 2 S 1 2 Sh i i 182041.263 212957.32830916.065 J / kg 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 25 不考慮內(nèi)部損失時 , 工作輪出口理想相對速度 2 2 22 s 2 s 1 r 2 m 12 2 2 2h uu2 3 0 9 1 6 . 0 6 5 6 7 . 2 7 2 1 1 5 . 5 4 8 2 3 1 . 6 7 91 6 0 . 8 5 3 m / s 工作輪出口實際相對速度 2 2S 0 . 8 4 1 6 0 . 8 5 31 3 5 . 1 1 6 m / s 工作輪中能量損失 222 S 2r22 q21 6 0 . 8 5 3 1 3 5 . 1 1 623808.590 J / kg 工作輪中相對能量損失 .rrsqh3 8 0 8 5 96 1 7 9 4 5 4 70 0 6 1 6 工作輪出口實際比焓 ./ 2 2 S ri i q2 1 2 9 5 7 3 2 8 3 8 0 8 5 92 0 9 1 4 8 7 3 8 J k g 工作輪出口實際溫度 .2T 9 7 6 4 9 K (用程序計算 ) 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 26 工作輪出口氣體的壓縮因子 .2Z 0 9671 (用程序計算 ) 工作輪出口實際氣體密度 . . ./322263PZ R T0 1 4 4 1 00 9 6 7 1 2 8 7 2 9 7 6 4 95 3 2 2 k g m 工作輪出口氣流的絕對速度方向 222m22sin tg ucos s i n 3 0 1 5 115.548c o s 3 0 1 5 135.11658.18 .2 89 01 工作輪出口氣流絕對速度 2222 sin Csin 1 3 5 . 1 1 6 s i n 3 0 1 5 s i n 3 0 1 5 6 8 . 0 7 8 m / s 余速損失 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 27 22k2Cq268.07822317.313 J / kg 相對余速損失 kksqh2317.31361794.5470.0375 流道效率 u N r k 1 1 0 . 0 3 9 9 0 . 0 6 1 6 0 . 0 3 7 50.861 工作輪出口直徑 D2=uD1 =0.498200 mm =99.6 mm 工作輪出口截面 m22 2 22qF C1.9750 . 7 7 5 5 . 3 2 2 6 8 . 0 7 80.007034 m 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 28 工作輪出口內(nèi)徑 .2 22 2 m22FDD2 0 0 0 7 0 3 47 9 6 83 1 45 3 8 8 m m 導流錐直徑等于工作輪出口內(nèi)徑 . 工作輪出口外徑 .2 22 2 m22FDD2 0 0 0 7 0 3 47 9 6 83 1 49 8 9 6 m m 由經(jīng)驗，要取大值，故取 D2， = 129 mm 2.2.3.3擴壓器的計算 擴壓后氣流速度 /3C 1 2 m s 擴壓器出口氣體密度 . / 33 5 4 7 5 k g m(用程序計算 ) 擴壓器出口溫度 .3T 9 8 7 6 K(用程序計 算 ) 擴壓器出口氣體截面 .m3332qFC 1 9 7 55 4 7 5 1 20 0 3 0 0 6 m 擴壓器出口直徑 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 29 .334FD4 0 0 3 0 0 63 1 40 1 9 5 7 m 取 3D 2 0 0 m m 擴壓器進口直徑 .k2D D 9 8 9 6 m m 取擴壓器出口擴張角 3 6 擴壓器長度 .3k3DDL2 t g 2 0 0 9 8 9 62 t g 64 7 6 4 m m 取 L 4 7 5 m m 2.2.3.4工作輪型線的計算 已知 :工作輪進口直徑 D1= 200 mm 工作輪出口內(nèi)徑 .2mD 5 3 8 8 m m 工作輪出口外徑 D2， = 129 mm 工作輪出口平均直徑 2mD 7 9 . 6 8 m m 工作輪轉速 n=27700 r/min 葉片頂部厚度 1=1.5 mm 葉片平均直徑處的法向厚度 2=2.0 mm 工作輪出口氣流絕對速度 C2=68078 mm/s 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 30 在葉輪旋轉條件下 ,葉輪葉片使氣體獲得能量 .葉片數(shù)目太少 ,會使葉道的當量擴張角過大 ,以致容易引起氣流邊界層的分離 ,使效率下降 .葉片數(shù)目增多 ,可減少葉輪出口氣流的偏斜 ,以致提高能量頭系數(shù) .葉片數(shù)目過多 ,會增加氣流流動摩擦損失和葉道進口處的阻塞系數(shù) ,使效率下降 .結合以上原因并為了防止也噴嘴發(fā)生共振 , 故取工作輪葉片數(shù) Zr=15 工作輪出口氣流角 msu222cos 115.548160.8530.72 .2 43 9 葉型部分軸向寬度 r1B 0 . 3 5 D0 . 3 5 1 6 05 6 m m 導向段出口葉片平均跨度 . . .222mrDDt2Z3 1 4 5 3 8 8 9 8 9 62 1 51 5 9 9 8 m m 導向段軸向寬度 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 31 .2mDtB071 5 9 9 8072 2 8 5 m m 取 BD=25 mm 工作輪出口角 .22i22iiiCtg u60C2 R6 0 6 8 0 7 82 3 1 4 2 7 7 0 0 R2 3 4 8 1R .D 2 iiiP B t g 2 3 4 8 125R5 8 7 0 2 8R 以軸線為中心的等直徑圓柱面上導流段的曲線按二次拋物線方程 y=x2/2p = x2/(2 587.028/ Ri) = Ri x2/1174.056 y= Ri x2/1174.056 =35 252/1174.056 =18.632 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 32 =180 18.632/(3.14 35) =30.51 0=360/15 =24 葉片過蓋度 = - 0 =30.51 -24 =6.51 平均直徑處的葉片厚度 T2t0=2/sin 2 =2/sin43.9 =2.8843 mm tg = (T2t0- 1)/2/35 =(2.8843-1.5)/70 =0.019776 葉片根部厚度 d= D2m tg 2+1.5 =79.68 0.019776 2+1.5 =4.65145 mm 葉片在不同半徑下的厚度方程 : ti=2.9356-0.019776 Ri y= Ri x2/1174.056 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 33 x=0 25； Ri=0 79.68； 根據(jù)以上數(shù)據(jù)通過編程可在數(shù)控五軸聯(lián)動銑床上加工出葉輪葉片 . 2.2.4工作輪內(nèi)部損失 級中葉輪對氣體所做的總功，不可能全部變?yōu)橛杏玫哪芰浚幸徊糠謸p失耗掉。這一部分損耗就是無用的能量損失。壓縮機級中的能量損失，基本上包括三部分：流動損失，輪阻損失及內(nèi)漏氣損失。 在透平膨脹機的流道內(nèi)，氣流流動現(xiàn)象是很復雜的。有關產(chǎn)生流動損失的各種機理、現(xiàn)象的研究及計算方法也很不完備。這里，為了方便起見，將流動損失大致分 為摩擦損失、分離損失、二次流損失及尾跡損失等四個方面。但這些損失都不是孤立的，而是相互聯(lián)系、相互影響的，實際上是很難分開的。 2.2.4.1工作輪輪背摩擦損失 氣流的粘性是產(chǎn)生流動損失的根本原因。當氣流流經(jīng)壓縮機級的通流部分時，由于粘性的存在，在最貼近流道壁的地方，流速最小，而在中間部分的主流中，流速最大。這樣就可以將氣流分成許多層，而層與層之間的速度各不相同，于是產(chǎn)生了摩擦效應。此外，流動著的氣流和流道壁也發(fā)生摩擦，這種摩擦就使氣流的一部分能量轉變?yōu)闊o用的熱量。而這種摩擦現(xiàn)象，在氣流接近物體表面的很薄一層 ，即所謂邊界層中最為嚴重。因此可以把經(jīng)過物體附近的流動分為兩個區(qū)域：主流區(qū)和邊界層區(qū)。邊界層中由于速度梯度大，摩擦起著重大作用，在邊界層以外的主流中，由于速度梯度很小，摩擦可以忽略不計。 除了邊界層中因摩擦產(chǎn)生能量損失外，壓縮機級中還常常出現(xiàn)邊界層分離現(xiàn)象，它可造成旋渦區(qū)，并導致氣流反向流動而引起很大的能量損失。此外，由于邊界層增厚及分離，使主流有效通流面積減小，主流速度增大，因而也得不到預期的壓力提高效果。 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 34 要避免或減小分離損失，就要先了解氣流產(chǎn)生分離的原因。按照邊界層性質，邊界層內(nèi)的 壓力是等于邊界層外主流中的壓力的，即 dp/dy=0.邊界層內(nèi)氣流之所以能克服摩擦力而繼續(xù)向前流動，主要是靠主流中傳遞來的動能。但因壓縮機通流部分是擴壓性質的，主流沿通道流動方向的速度不斷下降，壓力不斷上升。這樣主流本身的動能也不斷減小，于是就不可能傳遞給邊界層以足夠的動能，使之克服摩擦力繼續(xù)前進。再加以沿流方向壓力愈來愈高，最終使邊界層的氣流滯止下來，進而產(chǎn)生旋渦，使氣流邊界層分離。而這種旋渦還會延續(xù)到后面各元件中去，影響后面元件的工作。所以對于無分離的氣流來說，流動損失主要是摩擦損失。在有分離的情況下，分 離損失就成為主要矛盾了。邊界層分離和通道形狀、粗糙度、雷諾數(shù)及氣流的紊流度等許多因素有關，但其中以通流形狀關系最大。如通道的擴張度很大，通流截面面積突然變化，通道急劇轉彎等，都會促使分離現(xiàn)象容易發(fā)生。這是在設計透平膨脹機時特別注意的。在增壓端，在設計工況下，在葉道中也常常出現(xiàn)氣流分離現(xiàn)象。這種分離大多發(fā)生在非工作面，特別是接近葉輪出口處。這是由于一方面整個葉輪通道是擴壓通道，葉道內(nèi)邊界層沿著通道不斷增厚。另一方面，由于二次渦流的存在，就使工作面的邊界層被吸走，從而補充了新的具有較大動能的氣流，而使非工作面的 邊界層增厚，以致易于在非工作面形成氣流的分離。特別在非工作面的葉輪接近出口處，由于這兒擴壓度大，邊界層更易分離。當氣流流過葉道時，由于葉片尾緣總有一定的厚度，因此，當氣流從葉道中流出時，氣流的通流面積突然擴大，而在葉片尾部形成了充滿旋渦的氣流，它稱為尾跡或跡流。尾跡的存在，帶來了能量損失，而葉片上邊界層的增厚及分離，會加大尾跡區(qū)。尾跡區(qū)內(nèi)氣流的速度和壓力，與主流區(qū)內(nèi)的速度、壓力相差很大。他們之間相互影響、混合，最后使氣流又逐漸均勻化。在混合過程中，也產(chǎn)生能量損失。所以尾跡損失有時也稱混合損失，它與葉片出口速 度、葉片尾部厚度及邊界層的情況有關。一般都在葉片的非工作面削薄，它可以減弱軸向渦對葉片作功的影響，且有利于提高能量頭系數(shù)。 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 35 在這里只計算工作輪輪背摩擦損失 由 T1、 P1可查得空氣的動力黏度 1=8.8 10-6 Pa.s 運動黏度 ./1116728 8 1 01 0 8 2 88 1 2 7 1 0 m s 以噴嘴出口參數(shù)定性的雷諾數(shù) Re.11178uD2 3 1 6 7 9 0 1 68 1 2 7 1 01 2 9 9 3 6 1 0 輪背摩擦系數(shù) .Re.3f 02302841 2 8 7 1 01 2 8 7 1 01 2 9 9 3 6 1 03 0 6 8 1 0 輪背摩擦功率 這里對閉式工作輪取 K=3 PB=K f 1 u13D12 =3 3.068 10-4 10.828 (231.679) 3 (0.16) 2 =3186.7 W 單位輪背摩擦損失 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 36 ./BBmPqq3 1 8 6 71 9 7 51 6 1 3 4 3 9 J k g 相對輪背摩擦損失 .BBsqh1 6 1 3 4 3 96 1 7 9 4 5 4 70 0 2 6 1 2.2.4.2工作輪內(nèi)泄漏損失 . . . . L u Em 13 L1 3 0 0 1 7 0 8 6 1 0 0 2 6 10 0 1 8 4 qL= L hs =0.0184 61794.547 =1140.015 J/kg 膨脹機理論輸出功 122.03 KW(用程序計算 ) 增壓機理論輸入功 84.06 KW(用程序計算 ) 軸承耗功 122.03-84.06=37.97 KW 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 37 2.3 增壓機計算 2.3.1設計參數(shù) 表示符號 模型級參數(shù) 增壓機 工作介質 Air 空氣 空氣 流量（ 0、 101.325Kpa） (m3/h) Qv 10140 10000 進口壓力 (A) (Mpa) P0 0.56 0.58 進口溫度 (K) T0 298.0 288.0 出口壓力（ A） (Mpa) P2 0 906 0.915 氣體常數(shù) R 29.27 29.27 氣體標態(tài)下的密度 （ kg/m3） 0 1.2928 1.2928 質量流量 （ kg/s） qm 1.97511 絕熱指數(shù) K 1.4 1.4 壓比 1.606 1.47 葉輪外徑 （ mm） D1 218 轉速 （ r/min） n 23460 27700 出口葉片高度 （ mm） B2 12.8 葉輪進口外徑 （ mm） D2 125.5 葉輪進口內(nèi)徑 （ mm） D2 53.3 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 38 增壓機進口狀態(tài)下的體積流量 ./v 0 0in003Q p TQPT5 5 0 0 0 1 0 1 3 2 5 2 8 50 5 9 2 7 3 1 59 8 5 5 3 2 5 m h 取增壓機進口管直徑為 D0 =0.2 m 進口氣體速度 ./m0 2024QC3600 D4 9 8 5 5 3 2 53 6 0 0 3 1 4 0 28 1 7 m s 模型級進口體積流量 ./v 0 0in003Q P TQPT1 0 1 4 0 0 1 0 1 3 2 5 2 9 8 00 5 6 2 7 3 1 51 9 8 7 4 2 4 0 m h 按壓比相同?；禂?shù) 1=R T0 ( (k-1)/k-1) =29.27 285.0 (1.47(1.4-1)1.4-1) =970.684 2=R T0 ( (k-1)/k-1) =29.27 298.0 (1.606 (1.4-1)1.4-1) 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 39 =1264.2727 .129 7 0 6 8 41 2 6 4 2 7 2 70 7 6 7 8 所需圓周速度 u2 =( )0.5 3.14 D1 n/(60 1000) =(0.7678)0.5 3.14 218 23460/60000 =234.6398 m/s 所需葉輪直徑 D2=60 u2 1000/(3.14 n) =60 234.6398 1000/(3.14 27700) =203 所需葉輪 直徑圓整 D2=210 按速度三角形完全相似?；?: 模型級葉輪進口平均直徑 .22221 c p22DDD21 2 5 5 5 3 329 6 4 1 4 m m 模型級進口平均直徑速度 Ulcp = 3.14 Dlcp n/(60 1000) 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 40 =3.14 96.414 23460/60000 =118.431 m/s 新設計葉輪平均直徑 Dlcp=60 Dlcp 1000/(3.14 n) =60 96.414 1000/(3.14 27700) =66.5 葉輪進口氣流絕對速度 . . ./6inr1 2226224 Q 1 0C DD4 1 9 8 7 4 2 4 0 1 03 1 4 1 2 5 5 5 3 35 4 4 4 9 m s 新設計葉輪進口面積 .6in1r162Q 1 0FC9 8 5 5 3 2 5 1 05 4 4 4 95 0 2 7 7 6 5 m m 新設計葉輪進口外徑 .2 11 1 c p22FDD2 5 0 2 7 7 6 58 1 6 5 63 1 49 9 3 4 m m 由經(jīng)驗可知，取大值， D1， =126 mm 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 41 新設計葉輪進口外徑 .2 11 1 c p22FDD2 5 0 2 7 7 6 58 1 6 5 63 1 45 8 8 8 m m 由經(jīng)驗可知，取 大值，故 D1， =60.6 mm 新設計葉輪進口葉片高度 .121DDb29 9 3 4 5 8 8 822 0 2 3 m m 新設計葉輪出口葉片高度 .122112 b BbDD2 2 0 2 3 1 2 89 9 3 4 5 8 8 87 1 7 3 m m 新設計葉輪外徑 .1 C P 121 C PDDDU1 1 8 4 3 1 2 1 88 1 6 5 60 1 8 4 m 圓整外徑時葉片高度 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 42 .222s1 c pDbbU0 1 8 4 7 1 7 38 1 6 5 60 0 0 8 0 3 m 擴壓器直徑 D3=1.78 D2 =1.78 0.184 1000 =297.3 m 擴壓器寬度 b3=0.82 b2s =0.82 0.00803 1000 =6.58 mm 2.3 主軸的設計 已知 : 軸傳遞的額定功率即膨脹機的輸出功率 :P=122.03 KW 軸的轉速 :n=27700 r/min 軸選材 :40Cr 初步設計軸中專螺紋孔近似空心軸 內(nèi)徑 d0與外徑 d 之比 =1/3 取 A=100 軸 徑 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 43 . 13413P1dAn1 1 2 2 0 3 11002 7 7 0 0 1 0 31 6 4 6 m m 當有兩個鍵槽時 ,其增大值為 7 15% 取軸增加 15% d=16.46 (1+15%)=18.929 mm 為安全經(jīng)濟合理起見 ,軸徑圓整到 30 這里采用的是階梯軸它的最粗度要滿足臨界轉速的要求 草圖如下圖所示 . 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 44 第三章 軸的強度計算及轉子的臨界轉速 3.1軸的強度計算 在透平膨脹機的軸上作用有 :傳動功率的力矩、因轉子本身重力而引起的彎矩、由于轉子氣體壓力 的不平衡而引起的軸向力等 . 3.1.1軸向力的計算 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 45 3.1.2軸的彎矩計算 主軸的基本尺寸如下圖所示 36289 . 540299 . 51 3 42 6 8GG7G6G5G4G3G2F N2F N1G1G 工作輪重量 G=10 N 壓機輪重量近似 G =11 N 軸端重量 蘭州理工大學 畢業(yè)設計 (論文 ) 46 . . .223G1 g d gh43 1 4 0 0 38 0 1 0 9 8 0 0 4 9 542 7 N 同理可得 G2=5.5 N G3=2.8 N G4=110 N G5