Реферат

Реферат Основные сведения о системе газотурбинного наддува

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Выберите тип работы:

Скидка 25% при заказе до 5.2.2025





12. Система газотурбинного наддува
12.1 Основные сведения о системе газотурбинного наддува
Одним из перспективных способов форсирования ДВС является применение наддува. Увеличение количества воздуха, поданного в цилиндры двигателя, то есть их массового наполнения, даёт возможность подавать большее количество топлива, тем самым, повышая эффективную мощность двигателя. Практически это осуществляется посредством повышения плотности воздушного заряда поступающего в цилиндры, то есть посредством  наддува

Наибольшее распространение  получили системы газотурбинного наддува или т.н. комбинированные двигатели со свободным турбокомпрессором (с газовой связью). В качестве нагнетателей как правило,  применяют центробежные компрессоры. Их привода используются центростремительные, реже осевые турбины. Основными достоинствами системы газотурбинного наддува являются:

1.                 Отсутствие потерь эффективной мощности на привод компрессора.

2.                 Использование энергии отработавших газов.

Однако у неё есть ряд недостатков, основными из которых являются два.

1.                 На долевых нагрузках ввиду малой энергии отработавших газов мощность турбины резко падает, из-за чего снижается давление наддува. В некоторых случаях оно становится меньше давления газов в выпускном коллекторе, что приводит к ухудшению качества продувки и газообмена в целом. В ДВС с механической связью недостаток мощности турбины компенсируется мощностью, отбираемой от поршневого двигателя.

2.                 Более низкие пусковые качества и приемистость. Это вызвано тем, что в периоды пуска и приема нагрузки двигателя вал турбокомпрессора из-за инерции раскручивается медленно, а значит, медленно повышается и давление.

Устранение данного недостатка, связанного с пониженной приёмистостью, предлагается выполнить  путём установки двух турбокомпрессоров с роторами меньшей массы и габаритов, а, следовательно, обладающих меньшим моментом инерции, обслуживающих каждый из рядов отдельно, взамен одного общего обслуживающего все цилиндры. При этом время разгона ротора турбокомпрессора значительно сокращается.

Турбокомпрессора устанавливаются на торцах блоков цилиндров с помощью кронштейнов. Нагнетаемый компрессорами воздух направляется в общий охладитель наддувочного воздуха (ОНВ) типа «вода – воздух». Хладагентом служит вода системы охлаждения. После ОНВ воздух направляется в цилиндры двигателя. Охлаждение наддувочного воздуха снижает теплонапряжённость деталей двигателя, увеличивает массовое наполнение цилиндра свежим зарядом, а следовательно улучшает процесс сгорания.

Частота вращения турбокомпрессора комбинированного двигателя находится в пределах от 10000 до 130000 мин-1 (это значит, что лопатки турбины на периферии имеют линейную скорость близкую к скорости звука).

Основным элементом турбокомпрессора является ротор, состоящий из рабочих колес турбины и  компрессора, объединенных жесткой осью.

После воздушного фильтра воздух попадает во входное устройство, выполненное в виде сужающегося канала и служащее для предотвращения срыва воздушного потока на входе в рабочее колесо. Вращающийся направляющий аппарат (ВНА), представляющий собой отогнутую переднюю часть лопаток рабочего колеса. ВНА служит для изменения направления воздушного потока на входе в рабочее колесо и уменьшения таким образом аэродинамических потерь.

В рабочем колесе воздуху сообщается кинетическая и потенциальная (в виде давления) энергия. При его вращении под действием центробежных сил воздух по каналам, образованным лопатками, перемещается к периферии колеса. Каналы спрофилированы т.о. что абсолютная скорость потока возрастает, а относительная остаётся практически неизменной.

Кинетическая энергия на выходе колеса составляет обычно около половины общей энергии потока, поэтому для превращения ее в энергию давления за рабочим колесом устанавливают безлопаточный диффузор, представляющий собой кольцевую щель увеличивающегося сечения. При движении воздуха в нём вследствие непрерывного увеличения площади проходного сечения скорость потока падает, а давление возрастает.

За безлопаточным щелевым диффузором возможна установка лопаточного диффузора, который представляет собой набор неподвижных лопаток в которых происходит дальнейшее торможение потока и его подкручивание с целью сокращения пути в воздухозборной улитке и уменьшения тем самым аэродинамических потерь на трение

Отработавшие газы из выпускного коллектора двигателя попадают в газосборную улитку турбины. Проходя по постепенно сужающемуся внутреннему каналу, они ускоряются. После газосборной улитки отработавшие газы попадают в сопловой аппарат, где скорость их также увеличивается, кроме того, происходит их подкручивание в направлении вращения рабочего колеса.В рабочем колесе турбины кинетическая энергия газового потока преобразуется в механическую работу на валу турбины.
12.2 Расчет энергетического баланса поршневой части компрессора и турбины агрегата наддува
     Производится расчет турбокомпрессора  обслуживающего блок  объединяющий 4 цилиндра, 4-х тактного 8 цилиндрового  дизельного  двигателя.  Эффективная мощность Nе=254  кВт, частота вращения коленчатого вала n = 2000 об/мин,  ход поршня S = 125 мм, диаметр цилиндра D = 115 мм.    

                             

Исходные данные для расчёта турбокомпрессора принимаются:
– удельный эффективный расход топлива ge=203  г/(кВт×ч);

– эффективный КПД hе=0,42

– давление наддува pk=0,2 МПа;

– температура отработавших газов Тr=810 К;

– температура окружающего воздуха Т0=293 К;

– давление окружающего воздуха p0=0,101МПа;

– низшая теплота сгорания QH=42,44 МДж/кг;

– коэффициент избытка воздуха a=1,6;

– количество воздушной смеси М1=0,948 кмоль/кг;
 Определяем требуемый расход воздуха через компрессор
gе×Nе×M1×mв

Gв= ¾¾¾¾¾¾ , кг/с                                                          (12.1)

3600×k
где Ne – эффективная мощность двигателя, кВт;

mв - относительная молекулярная масса воздуха, кг/кмоль.

М1 – количество воздушного заряда, кмоль/кг;

gе – удельный эффективный расход топлива, г/кг×К;

k – число турбокомпрессоров на двигателе.

Принимаем: mв=28,97 кг/кмоль, k=2
0,203×254×0,948×28,97

Gв= ¾¾¾¾¾¾¾¾   = 0,196  кг/с

3600×2
Работа адиабатного сжатия в компрессоре
k

lад.к.= ¾¾ ×Rв×To×(p(k-1)/k-1), Дж/кг                                        (12.2)

k-1
где p - степень повышения давления;

k - показатель адиабаты для воздуха;

Rв - газовая постоянная воздуха, Дж/(кг×К);

To - температура окружающей среды, К.

 

p=Pк/Po                                                                                    (12.3)
где Po - давление окружающей среды.

Принимаем Po =0,101 МПа.
p=0,2/0,101=1,98
Принимаем k=1,4; Rв=287 Дж/(кг×К); Тo=293 К.
1,4

lад.к.= ¾¾ ×287×293×(1,98(1,4-1)/1,4-1)=63441 Дж/кг

1,4-1
    Действительная удельная работа сжатия воздуха в компрессоре
lад.к.

lд.к.= ¾¾¾ , Дж/кг                                                               (12.4)

hад.к.
где hад.к. – адиабатный КПД компрессора.

Принимаем hад.к.=0,70.
63441

lд.к.= ¾¾¾–– =90630 Дж/кг

0,7

 

Мощность необходимая на привод компрессора
Nк=Gв×lд.к. ×10-3, кВт                                                              (12.5)
Nк=0,196×90630×10-3=17,75 кВт
Мощность необходимая на турбины
Nк

Nт= ¾¾ , кВт                                                                        (12.6)

hмех
где hмех – механический КПД турбокомпрессора.

Принимаем hмех=0,97.
  17,75

Nт= ¾¾¾ =18,49 кВт

0,96
Расход отработавших газов через турбину
gе×Nе

Gт= ¾¾¾ ×(1+M1×mг), кг/с                                                  (12.7)

3600
где mг – относительная молекулярная масса отработавших газов, кг/кмоль.

Принимаем mг=28,97 кг/кмоль.
0,203×127

Gт= ¾¾¾¾¾ ×(1+0,948×28,97)=0,203 кг/с

3600
Удельная работа адиабатного расширения отработавших газов в турбине

lад.к.    Gв

lад.т.= ¾¾ × ¾¾ , Дж/кг                                                        (12.8)

hад.т.   Gт
где hад.т. – адиабатный КПД турбины.

Принимаем hад.т.=0,74.
  90630     0,196

lад.т.= ¾¾¾ × ¾¾¾ =118200 Дж/кг

0,74       0,203


12.3 Газодинамический расчет и профилирование одноступенчатого                центробежного компрессора
Основные параметры ступени и параметры на входе в компрессор

Полное давление на входе в компрессор в сечении А-А
Pа*=Po-DPвф, МПа                                                                    (12.9)
где DPвф – потери давления в воздушном фильтре, МПа.

Принимаем DPвф=0,004 МПа.
Pа*=0,101-0,004=0,0097 МПа
Статическое давление на выходе из компрессора
Pk=Pk+DPk, МПа                                                                   (12.10)
где DPк – потери давления во впускном коллекторе, МПа.

Принимаем DPк=0,003 МПа.
Pk=0,2+0,003=0,203 МПа
Ориентировочная окружная скорость, обеспечивающая требуемое повышение давления в компрессоре
U2ор=(Pk+0,1)×103, м/с                                                          (12.11)
U2ор=(0,203+0,1)×103=303  м/с

Принимаем U2ор=310  м/с

Скорость воздушного потока на входе в компрессор (А-А)
Cа=(0,15…0,30)×U2ор, м/с                                                     (12.12)
Cа=0,2×310=60 м/с
Плотность воздуха в сечении А-А
Pа*×106

rа= ¾¾¾ , кг/м3                                                                  (12.13)

Rв×Tа*

где Rв – газовая постоянная воздуха, Дж/(кг×К);

Тa* – температура заторможенного потока, К.

Принимаем Тa*o=293 К.
0,097×106

rа= ¾¾¾¾ =1,165 кг/м3

287×293
Объемный расход воздуха через компрессор
Gв

Vа= ¾¾ , м3                                                                     (12.14)

 rа
0,196

Vа= ¾¾¾ =0,168 м3

1,165
Ориентировочный диаметр рабочего колеса компрессора
                            4×Vа

D2ор=     ¾¾¾¾ ,   м                                                            (12.15)

Ö        p×F×U2ор
где Ф – коэффициент расхода.

Принимаем Ф=0,09.




                              4×0,168

D2ор=      ¾¾¾¾¾¾ =0,087 м

     3,14×0,09×310
В соответствии с ГОСТ 9658-81 выбираем ближайший к рассчитанному D2ор центробежный турбокомпрессор ТКР – 8,5 : диаметр рабочего колеса компрессора D2=0,085 м.
Коэффициент расхода соответствующий принятому диаметру рабочего колеса

4×Vа

F= ¾¾¾¾¾ ,                                                                    (12.16)

p×D22×U2ор
4×0,168

F= ¾¾¾¾¾¾¾ =0,09

3,14×0,0852×310

Число лопаток рабочего колеса компрессора
Zk =12…30                                                                           (12.17)
Принимаем Zk =12.
Расчет профиля рабочего колеса компрессора
Относительный диаметр рабочего колеса в сечении 1-1




2×F2

D1w1min=       Do2+    ¾¾¾ ,                                                    (12.18)

           3      e12×t12
где Do – втулочное отношение;

e1 – коэффициент сжатия воздушного потока;

t1 – коэффициент стеснения потока на входе в колесо.

Принимаем Do=0,2; e1=0,88; t1=0,9.



2×0,092

D1w1min=       0,22+    ¾¾¾            =0,579                                              

                 0,882×0,92
Диаметр входа в рабочее колесо
D1=D2×D1w1min, м                                                                    (12.19)
D1=0,085×0,579=0,049 м
Принимаем D1=0,05 м.
Относительный диаметр колеса на входе
D1

D1= ¾¾ ,                                                                               (12.20)

D2

 0,05

D1= ¾¾    =0,588

0,085



Рис.12.1 Профиль рабочего колеса компрессора
Диаметр втулки рабочего колеса
Do=D2×Do, м                                                                          (12.21)
Do=0,085×0,2=0,017 м
Относительный диаметр втулки колеса к диаметру на входе

Do


¾¾ =0,3…0,6                                                                      (12.22)
D1


0,017


¾¾¾ = 0,34
0,05



Рис. 12.2 Рабочее колесо компрессора
Относительный средний диаметр входа в рабочее колесо




1      D12+Do2

D1ср= ¾ ×    ¾¾¾ ,                                                              (12.23)

 D2         2




1         0,052+0,0172

D1ср= ¾¾ ×    ¾¾¾¾¾¾   =0,44

0,085                 2
Коэффициент уменьшения теоретического адиабатного напора
1

m= ¾¾¾¾¾¾¾¾ ,                                                         (12.24)

2    p        1

1+ ¾ × ¾ × ¾¾¾

3   Zk    1-D1ср2
1

m= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =0,844

2    3,14        1

1+ ¾ × ¾¾ × ¾¾¾

3     14      1-0,442
Коэффициент адиабатного напора ступени
Hk= (af+m)×hад.к.,                                                                 (12.25)
где af – коэффициент дискового трения;

Принимаем af =0,03.
Hk= (0,03+0,844)×0,7=0,61
Окружная скорость на выходе из рабочего колеса
  lад.к.

U2=     ¾¾¾ , м/с                                                                  (12.26)

         m
63441

U2=      ¾¾¾¾ =322 м/с

        0,61
Уточнение коэффициента расхода
4×Vа

F = ¾¾¾¾¾ ,                                                                   (12.27)

 p×D22×U2
4×0,168

F =  ¾¾¾¾¾¾¾ =0,091

 3,14×0,0852×322
Погрешность коэффициента расхода составляет 1,,0 %.
Определение площади входного сечения
p×(D12-Do2)

F1= ¾¾¾¾¾ , м2                                                               (12.28)

4
 3,14×(0,052-0,0172)

F1= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =1,737×10-3 м2

4
Определение полного давления во входном сечении
P1*=dвх×Pа*, МПа                                                                    (12.29)
где dвх – коэффициент полного давления.

Принимаем dвх=0,98.
            P1*=0,98×0,097=0,095 МПа
Безразмерная плотность потока




Gв×   T1*

q1*= ¾¾¾¾ ,                                                                       (12.30)

m×P1*×F1
где T1*о.
m= 0,397
0,196×  293

q1*= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =0,512

0,397×0,95×104× 1,737×10-3
Определяем параметры торможения потока воздуха на входе

(сечение 1-1) t1, p1, e1, l1
Принимаем t1=0,9807; p1=9342; e1=0,9525; l1=0,34.
Определение параметров потока в сечении 1-1
C1=l×a1кр, м/с                                                                         (12.32)




 2×k×Rв×T1*

а1кр=      ¾¾¾¾¾ , м/с                                                      (12.33)

           k+1
2×1,4×287×293

а1кр=      ¾¾¾¾¾¾¾ =313,3 м/с

              1,4+1
C1=0,34×313,3=106,5 м/с
T1=t1×T1*, К                                                                            (12.34)
T1=0,9807×293=287 К
P1=p1×P1*, МПа                                                                      (12.35)
P1=0,9342×0,095=0,0887 МПа
r1=e1×r1*, кг/м3                                                                       (12.36)
r1=0,9525×1,165=1,117  кг/м3
Потери потока во входном патрубке
с12

Lгвх=e1× ¾ , Дж/кг                                                                  (12.37)

 2

где e – коэффициент учитывающий форму входного патрубка.

Принимаем e1=0,12.
106,52

Lгвх=0,1× ¾¾ =567,1 Дж/кг

                    2
2.2.17 Показатель процесса расширения во входном патрубке
mвх       k              Lrвх

¾¾ = ¾¾ - ¾¾¾¾¾¾ ,                                               (12.38)

mвх-1     k-1     Rв×T1*×(t1-1)
mвх      1,4               567,1

¾¾ = ¾¾ - ¾¾¾¾¾¾¾¾ =3,856

mвх-1    1,4-1   287×293×(0,9807-1)
Коэффициент восстановления давления торможения
t1mвх/(mвх-1)

dвх= ¾¾¾¾ ,                                                                       (12.39)

t1k/(k-1)
0,98073,856

dвх= ¾¾¾¾¾¾ =1

0,98071,4/(1,4-1)
Погрешность коэффициента восстановления давления торможения составляет 1,0 %.
Профилирование одноступенчатого рабочего колеса компрессора
Определение направления относительной скорости W1 на входе в колесо
 C1

b1=arctg(¾¾¾), °                                                                (12.40)

 U2×D1


106,5

b1=arctg (¾¾¾¾ ) = 29,36°

322×0,588
C1

b0=arctg(¾¾¾), °                                                                (12.41)

U2×D0
106,5

b0=arctg (¾¾¾¾) =58,84°

322×0,2


C1

bср=arctg(¾¾¾), °                                                               (12.42)

U2×Dср
106,5

bср=arctg (¾¾¾¾) = 37°

322×0,439

Рис. 12.3 Диаграмма скоростей
Определение направления входных кромок лопаток
bл1=b1+i1, °                                                                              (12.43)
bл0=b0+i0, °                                                                              (12.44)
bлср=bср+iср, °                                                                          (12.45)
Принимаем i1=i0=iср=2°.
bл1=29,36+2°=31,36°
bл0=58,85+2°=60,85°
bлср=37+2°=39°
Определение коэффициентов стеснения
d1×Zk

tст1=1- ¾¾¾¾¾¾¾ ,                                                       (12.46)

 p×D1×D2×sin(bл1)

d0×Zk

tст0=1- ¾¾¾¾¾¾¾ ,                                                       (12.47)

 p×D0×D2×sin(bл0)
dср×Zk

tстср=1- ¾¾¾¾¾¾¾ ,                                                      (12.48)

 p×Dср×D2×sin(bлср)
где d1 – толщина лопатки на выходе, мм;

d0 – толщина лопатки у основания, мм;

dср – толщина лопатки на среднем диаметре, мм.

Принимаем d1=0,8 мм;d0=1,2 мм;dср=1,0 мм.
0,0008×14

tст1=1- ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =0,863

 3,14×0,588×0,085×sin(31,36°)
0,0012×14

tст0=1- ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =0,64

 3,14×0,2×0,085×sin(60,85°)
0,001×14

tстср=1- ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =0,813

  3,14×0,439×0,085×sin(39°)
Проверяем значение D1W1min




                                      2×F2

D1w1min=       Do2+    ¾¾¾ ,                                                     (12.49)

          3    e12×tст12




2×0,092

D1w1min=        0,22+    ¾¾¾¾¾¾ = 0,573

            3        0,95252×0,8632

Окружная скорость на наружном и среднем диаметре




                               C1

W1=      (¾)2  +(D1×U2)2, м/с                                                   (12.50)

                             tст1

     106,5

W1=      (¾¾)2  +(0,588×322)2=228  м/с

                   0,836
                                C1

Wср=      (¾)2  +(Dср×U2)2, м/с                                                (12.51)

                               tст ср




                                106,5

Wср=     (¾¾)2  +(0,439×322)2=193  м/с

      0,81
Максимальное число Маха
W1

MW’ср=  ¾¾¾¾ ,                                                                 (12.52)

20,1×Ö T1
228,2

MW’ср=  ¾¾¾¾¾ =0,67

20,1×Ö 287
Расходные скорость и коэффициент на входе в колесо с учетом стеснения
C1*

Cср= ¾¾ , м/с                                                                       (12.53)

 tстср
106,5

Cср=   ¾¾      =131,5 м/с

0,81
Cср

j1= ¾¾ ,                                                                               (12.54)

 U2
131,5

j1= ¾¾¾ = 0,4

                           322
Расходные скорости и коэффициент расхода на выходе из рабочего колеса с учетом стеснения
Cr2=(0,7…1)×Cср, м/с                                                           (12.55)
Cr2=0,8×131,5=105,2  м/с
Cr2

j2= ¾¾ ,                                                                               (12.56)

 U2
105,2

j2= ¾¾¾ =0,33

                             322
 Промежуточный условный диаметр
D1”=1,02×D1, м                                                                       (12.57)
D1”=1,02×0,05=0,051 м
Скорость в сечении 1"-1"
                        Cср+Cr2

Cr1”= ¾¾¾  , м/с                                                                  (12.58)

2
131,5+105,2

Cr1”= ¾¾¾¾¾     =118,4  м/с

2
Высота лопатки в сечении 1"-1"

Gв

l1”= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾ , м                                                (12.59)

r1”×Cr1”×(p×D1”-Zk×d)

где d" – толщина лопатки, м.

Принимаем r1” =r1=1,11; d=0,0011 м.
0,196

l1” = ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =0,01 м

1,11×118,4×(3,14×0,051-14×0,0011)

 

Абсолютная скорость на выходе из колеса
C2=Ö Cr2’2+(m×U2) 2, м/с                                                          (12.60)
C2=Ö  1052+(0,844×322)2=291 м/с
Относительная скорость на выходе из колеса
W2=Ö  Cr2’2+((1-m)×U2)2, м/с                                                   (12.61)




W2=Ö 1052+((1-0,844)×322)2=117 м/с
Диффузорность колеса
 Wср      193

¾¾ =  ¾¾  =1,65

 W2      117
 Полученное значение меньше 1,8.
Потери напора в предкрылке (между сечениями 1-1 и 1"-1" )
Wср’2

Lr1=e1× ¾¾ , Дж/кг                                                                (12.62)

 2

Принимаем  e1=0,12.

 

 1932

Lr1=0,12× ¾¾¾ =2235 Дж/кг

 2
Потери потока в радиальной звезде
Cr2’2

Lr2=e× ¾¾ , Дж/кг                                                                 (12.63)

2

Принимаем  e =0,12.
                   118,42

Lr2=0,12× ¾¾–– =841 Дж/кг

                                 2
Потери на работу дискового трения
Lrд=af ×U22, кДж/кг                                                                (12.64)
Lrд=0,03×3222=3307 кДж/кг
Внутренний напор колеса
L1=(m+af)×U22, кДж/кг                                                           (12.65)
L1=(0,844+0,03)×3222=90620 Дж/кг
Температура торможения за колесом
L1+0,5×Lrд

T2*=To+ ¾¾¾¾¾ , К                                                         (12.66)

Rв×k/(k-1)
  90620 +0,5×3307

T2*=293+ ¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =384 К

287×1,4/(1,4-1)
Температура за колесом
C22

T2=T2*- ¾¾¾¾¾¾ , К                                                     (12.67)

2×Rв×k/(k-1)
2912

T2=384 - ¾¾¾¾¾¾¾ =342 К

 2×287×1,4/(1,4-1)
Показатель процесса сжатия в колесе
m2        k        Lr1+Lr2+0,5×Lrд

¾¾ = ¾¾ - ¾¾¾¾¾¾¾                                             (12.68)

m2-1      k-1         Rв×(T2-T1)
m2       1,4           2235 +841 +0,5×3307

¾¾ =  ¾¾  -  ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =3,2

m2-1     1,4-1            287×(342-287)
Давление за колесом
P2=P1×(T2/T1)m2/(m2-1), МПа                                                   (12.69)
P2=0,0887×(342/287)3,2=0,155 МПа
Плотность воздуха за колесом
P2×106

r2= ¾¾¾ , кг/м3                                                                  (12.70)

Rв×T2
0,155×106

r2= ¾¾¾¾ =1,583 кг/м3

287×342
Высота лопаток на выходе из колеса
Gв

l2= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾ , м                                                (12.71)

r2×Cr2×(p×D2-Zk×d0)
0,196

l2= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =0,0047 м

1,583×105,2×(3,14×0,085-14×1,2×10-3)
Определение относительной высоты лопаток
       l2=l2/D2,                                                                               (12.72)
l2=0,0047/0,085=0,055
Полученное значение относительной высоты удовлетворяет неравенству 0,04<l2<0,07.
Определение числа Маха на выходе из колеса
С2

MС2’= ¾¾¾¾ ,                                                                    (12.73)

20,1×Ö T2
291

MС2’= ¾¾¾¾¾ =0,78

 20,1×Ö 342


12.4 Расчет диффузора
Из рабочего колеса поток сжатого воздуха с высокой кинетической энергией поступает в диффузор, в котором скорость газа уменьшается вследствие увеличения площади проходного сечения, а часть кинетической энергии потока преобразуется в потенциальную энергию давления. В центробежных компрессорах, применяемых для наддува дизелей, используются безлопаточные (щелевые) и лопаточные диффузоры. Щелевой диффузор представляет собой кольцевую щель с параллельными  (как правило) стенками. У лопаточного диффузора в кольцевую щель встроены специально спрофилированные лопатки, образующие расширяющиеся  каналы. Лопаточному диффузору всегда предшествует укороченный безлопаточный. Последний способствует некоторому выравниванию потока, весьма неравномерного на выходе из рабочего колеса, и позволяет избежать возникновения ударных импульсов, которые могли бы воздействовать на рабочее колесо при слишком близком расположении лопаток диффузора.

Целесообразность установки щелевого или лопаточного диффузора в основном зависит от двух факторов: значения угла потока  a2 за рабочим колесом и условий работы компрессора. Чем меньше угол a2 , тем более пологой будет траектория частиц воздуха в щелевом диффузоре, а, следовательно, длиннее путь, проходимый в нем воздухом. Это увеличивает потери на трение. Уменьшить их можно, применяя лопаточный диффузор, в котором длина траектории частиц сокращается. Обычно лопаточный диффузор  применяют при a220°.

 


                                                Рис. 12.4 Диффузор
Безлопаточный диффузор
Ширина безлопаточного диффузора на входе
l2=l2+DS, м                                                                             (12.74)

где DS – зазор между корпусом и торцами лопаток, м.

Принимаем  DS=0,0003 м.
l2=0,0047+0,0003=0,005 м
Ширина на выходе
l3=l2×(l3/l2), м                                                                           (12.75)
Принимаем l3/l2=0,9.
l3=0,005×0,9=0,0045 м
Расходная составляющая скорости на входе в безлопаточный диффузор

Gв

Cr2= ¾¾¾¾¾ , м/с                                                            (12.76)

p×D2×l2×r2
где r2 – плотность воздуха на входе в диффузор, кг/м3.

Принимаем r2 » r'2.
0,196

Cr2= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =93 м/с

3,14×0,085×0,005×1,583
Абсолютная скорость на входе в диффузор
C2=Ö  Cr22+(m×U2)2, м/с                                                            (12.77)
C2=Ö  932+(0,844×322)2=287 м/с
Направление абсолютной скорости на входе в диффузор
a2=arcsin(Cr2/C2), °                                                                 (12.78)
a2=arcsin(93 /287)=18,9°
Направление скорости на выходе из безлопаточного диффузора
a3=arctg(tg(a2)/(l3/l2)), °                                                         (12.79)
a3=arctg(tg(18,9)/0,9)=20,8°

 Диаметр на выходе из безлопаточного диффузора
D3=(1,6…1,8)×D2, м                                                               (12.80)
D3=1,8×0,085=0,153 м
 Скорость воздуха на выходе из безлопаточного диффузора
C3=C2×(D2/D3), м/с                                                                 (12.81)
C3=287×(0,085/0,153)=160 м/с
Показатель процесса сжатия в безлопаточном диффузоре
m3        k

¾¾ = ¾¾ ×h3,                                                                      (12.82)

m3-1      k-1
где h3 – политропный КПД безлопаточного диффузора.

Принимаем h3=0,67.
m3       1,4

¾¾ = ¾¾ ×0,67=2,345

m3-1     1,4-1
Температура в безлопаточном диффузоре
на входе:
T2=T2*-C22/2010, К                                                              (12.83)
T2=384-2872/2010=343 К
на выходе:
T3=T2*-C32/2010, К                                                               (12.84)
T3=384-1602/2010=371 К
 Давление за безлопаточным диффузором
P3=P2×(T3/T2)m3/(m3-1), МПа                                                  (12.85)
Принимаем Р2»Р2.
P3=0,155 ×(371 /343)2,345=0,187 МПа
Число Маха на выходе из безлопаточного диффузора

С3

MС3=   ¾¾¾¾ ,                                                                (12.86)

20,1×Ö  T3
160

MС3= ¾¾¾¾¾ =0,41

20,1×Ö  371
      Плотность воздуха на выходе из безлопаточного диффузора
P3×106

r3= ¾¾¾ , кг/м3                                                                (12.87)

 Rв×T3
0,187×106

r3= ¾¾¾¾ =1,756 кг/м3

287×371




12.5 Расчет улитки
Воздух из диффузора поступает в улитку служащую для сбора потока и подвода его к впускному трубопроводу. В улитке происходит дальнейшее расширение воздуха, снижение скорости потока и повышение давления, т.е. улитка выполняет ту же функцию, что и диффузор.
Радиус входного сечения улитки
 j                          j

Rj= ¾¾ ×l3×tg(a3) +     ¾¾ ×D3×l3×tg(a3), м                         (12.88)


360                       360

где j – угол захода улитки, °.

Принимаем j=360°.




        360                                       360

Rj= ¾¾ 0,0045×tg(20,8°)  +   ¾¾ 0,153×0,0045×tg(20,8°)=0,018 м


         360                                      360
Радиус поперечного сечения выходного диффузора
Rk=Rj+tg(g/2)×lвых, м                                                              (12.89)
где g – угол расширения выходного диффузора, °;

lвых  - длина выходного диффузора, м.

Принимаем g =10°.
lвых =(3…6)×Rj, м                                                                   (12.90)
lвых =6×0,018=0,107 м
Rk=0,018+tg(10°/2)×0,107=0,027 м
КПД улитки выбирается из диапазона h5=0,3…0,65
         Принимаем h5=0,65

 

Показатель степени в уравнении политропного сжатия в улитке
m5        k

¾¾ = ¾¾ ×h5,                                                                      (12.91)

m5-1      k-1
     



m5       1,4

¾¾ = ¾¾ ×0,65=2,275

m5-1     1,4-1
Скорость на выходе из улитки
Gв

Ck= ¾¾¾¾ , м/с                                                                (12.92)

p×Rk2×rk
где r'к – плотность воздуха на выходе из компрессора, кг/м3.

Принимаем  r'к=r4.
0,196

Ck= ¾¾¾¾¾¾¾¾ =48 м/с

 3,14×0,0272×1,756
Температура на выходе из улитки
Tk=Tk*-Ck2/2010, К                                                                 (12.93)

Принимаем Tк*=T2*.
Tk=384-48,72/2010=383 К
Давление на выходе из улитки
Pk=P4×(Tk /T4)m5/(m5-1), МПа                                                 (12.94)
Pk=0,187×(383/371)2,275=0,201 МПа
12.6 Анализ основных параметров ступени компрессора по результатам

 расчета
Погрешность давления наддува

Конечное давление после компрессора P'k необходимо сравнить с давлением Pk указанным в задании и определить DPk, а так же погрешность расчета e.
DPk=P'k-Pk, МПа                                                                    (12.97)
DPk=0,201-0,2=0,001 МПа
100%

e=DPk × ¾¾¾ ,                                                                     (12.98)

Pk
          100%

e=0,001× ¾¾¾ =0,5 %

          0,201
Внутренняя мощность, потребляемая ступенью компрессора
N1=Nk=Gв×L1, кВт                                                                  (12.99)
где L1-внутренний напор колеса.
N1=Nk=0,196×90,62 =17,76 кВт
Частота вращения ротора компрессора
U2

nk=60× ¾¾¾ , мин-1                                                          (12.100)

p×D2
322

nk=60× ¾¾¾¾ =72350 мин-1

3,14×0,085




12.7 Расчет радиальной центростремительной турбины
 Основные характеристики турбины
Фактический расход газа через турбину с учетом утечек газа и воздуха через неплотности
Gr=Gr×hут, кг/с                                                                    (12.101)
где hут – коэффициент утечек.

Принимаем hут=0,98.
Gr=0,203×0,98=0,199 кг/с
КПД турбины с учетом механических потерь турбокомпрессора в целом определяется по ГОСТ 9658-81 для турбокомпрессора выбранного по диаметру рабочего колеса компрессора hт=0,72.
Необходимая адиабатическая работа расширения газа в турбине отнесенная к 1 кг газа
Lк.     Gв

Lад.т.= ¾¾ × ¾¾ , Дж/кг                                                   (12.102)

hт.     Gr
Принимаем Lк=L1;
   90620          0,196

Lад.т.=  ¾¾¾  × ¾––––¾¾ =123964 Дж/кг

 0,72.             0,199
Давление газов перед турбиной

P4

Pт= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾ , МПа                                        (12.103)

 kг-1   Lад.т.

(1- ¾¾ × ¾¾ )kг/(kг-1)

kг    Rг×Tг
0,104

Pт= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =0,183 МПа

1,34-1    123964

(1- ¾¾¾ × ¾¾¾¾)1,34/(1,34-1)

                                1,34     289×810

 12.8 Расчет соплового аппарата турбины
Выбор степени реактивности турбины
r=0,45...0,55                                                                        (12.104)
Принимаем r =0,5.
Выбор угла выхода газового потока из соплового аппарата
a1=15...30°                                                                            (12.105)
Принимаем a1=20°.
Адиабатная работа расширения газа в сопловом аппарате
Lc=(1-r)×Lад.т., Дж/кг                                                           (12.106)
Lc=(1-0,5)×123964=61982 Дж/кг
     Абсолютная скорость газов на выходе из соплового аппарата
C1=jc×Ö  2×Lc+C02, м/с                                                         (12.107)
где jc – коэффициент скорости учитывающий потери в сопловом аппарате;

С0 – средняя абсолютная скорость на входе в сопловой аппарат, м/с.

Принимам jc=0,94; С0=80 м/с




C1=0,94×Ö  2×61982+802=350 м/с

Радиальная составляющая абсолютной скорости перед рабочим колесом
C1r=C1×sin a1, м/с                                                               (12.108)
C1r=350×sin 20°=120 м/с
Окружная составляющая абсолютной скорости перед рабочим колесом.
C1u=C1×cos a1, м/с                                                               (12.109)
C1u=350×cos 20°=329 м/с
Температура потока на выходе из соплового аппарата
C12-C02

T2=T1- ¾¾¾¾¾¾ , К                                                   (12.110)

2×Rг×kг/(kг-1)
3502-802

T2=810 - ¾¾¾¾¾¾¾¾ =760 К

2×289×1,34/(1,34-1)
Число Маха на выходе из соплового аппарата
C1

Ma1= ¾¾¾¾ ,                                                                (12.111)

Ökг×Rг×Tг
350

Ma1= ¾¾¾¾¾¾¾ =0,625

   1,34×289×810
Окружная скорость рабочего колеса на входе
U1=C1u+(10…50), м/с                                                         (12.112)
U1=329+11=340  м/с

Угол между векторами относительной скорости  и окружной составляющей абсолютной скорости С1u
b1=90°+arctg((U1-C1u)/C1r), °                                              (12.113)
b1=90°+arctg((340-329)/120)=95,24°
Диаметр рабочего колеса турбины
 U1

D3=60 × ¾¾ , м                                                                 (12.114)

p×nт
где nт - частота вращения вала турбины, мин-12. 

340

D3=60 × ¾¾¾¾¾ =0,09 м

3,14×72350

Потери энергии в сопловом аппарате
   1           C12

DLc= ( ¾  – 1) × ¾ , Дж/кг                                                 (12.115)

                            jс2          2
1              3502

DLc=(¾¾¾ -1) × ¾¾ =8069  Дж/кг

  0,942             2
Температура заторможенного потока на выходе из соплового аппарата
C12

T2*=T2+ ¾¾¾¾¾¾ , К                                                  (12.116)

2×Rг×kг/(kг-1)
   3502

T2*=760 + ¾¾¾¾¾¾¾¾ =814 К

   2×289×1,34/(1,34-1)
Приведенная скорость, характеризующая характер проточной части турбины
C1

l1= ¾¾¾¾¾¾¾¾ ,                                                    (12.117)

                     Ö  2×kг×Rг×T2*/(kг-1)
       350

l1= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾–– =0,256

                      Ö   2×1,34×289×814/(1,34-1)
Показатель политропы расширения в сопловом аппарате
mс       kг              DLc

¾¾ = ¾¾ - ¾¾¾¾¾ ,                                              (12.118)

mс-1     kг-1      Rг×(T1-T2)
mс         1,34             8069

¾¾ = ¾¾¾ - ¾¾¾¾¾¾––– =3,38

mс-1      1,34-1    289×(810-760)
Давление газов на выходе из соплового аппарата
P2=P1×(T2/T1)mс/(mс-1), МПа                                                  (12.119)
P2=0,183×(760/810)3,38=0,148 МПа
Плотность газа на выходе из соплового аппарата
P2×106

r2= ¾¾¾ , кг/м3                                                             (12.120)

 Rг×T2
  0,148×106

r2=  ¾¾¾¾  =0,672 кг/м3

                         289×760
Выходной диаметр соплового аппарата 
D2=D3×D2, м                                                                       (12.121)
где D2 – относительный диаметр соплового аппарата

Принимаем =1,08.
D2=0,09 ×1,08=0,097 м
Входной диаметр соплового аппарата
D1=D3×D1, м                                                                     (12.122)
где D1 – относительный диаметр соплового аппарата

Принимаем D1=1,4 м.
D1=0,097 ×1,4=0,136 м
Высота лопаток соплового аппарата (ширина проточной части)

Gг

l1= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾ , м                                               (12.123)

 p×r2×C1×D2×sin a1
                                0,199

l1= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =0,008 м

3,14×0,672×350×0,097×sin 20°

12.9 Расчет рабочего колеса
Выбор числа лопаток рабочего колеса
Zт=11…18                                                                         (12.124)


Принимаем Zт=12.




Коэффициент загромождения входного сечения рабочего колеса
Zт×d3

t3=1- ¾¾¾ ,                                                                    (12.125)

p×D3
где d3 – толщина лопаток на входе, м.

Принимаем d3=0,001 м.
12×0,001

t3=1- ¾¾¾¾¾ =0,96

3,14×0,094
Окружная составляющая абсолютной скорости на входе в рабочее колесо
C1u=C1u×D2/D3, м/с                                                             (12.126)
C1u=329 ×0,097/0,09=355 м/с
Радиальная составляющая абсолютной скорости на входе в рабочее колесо
C1r=C1r×D2×r2×l1/(l×D3×r3×t3), м/с                                  (12.127)
Принимаем l=l1; r2/r3=1,08.
C1r=120×0,097×1,06/(0,09 ×0,96)=142 м/с
Aбсолютная величина входной скорости в рабочее колесо
C1=Ö  C1u’2+C1r’2, м/с                                                            (12.128)
C1=Ö 3552+1422=382 м/с
Температура газов на входе в рабочее колесо
C1’2-C12

T3=T2- ¾¾¾¾¾¾ , К                                                     (12.129)

2×Rг×kг/(kг-1)
3822-3502

T3=760 - ¾¾¾¾¾¾¾¾  = 750 К

 2×289×1,34/(1,34-1)
Давление газов на входе в рабочее колесо
P3=P2×(T3/T2)mс/(mс-1), МПа                                                (12.130)
P3=0,148×(750 /760)3,38=0,142 МПа
Плотность газов на входе в рабочее колесо
P3×106

r3= ¾¾¾ , кг/м3                                                                (12.131)

 Rг×T3
    0,142×106

r3= ¾¾¾¾¾ =0,653 кг/м3

  289×750
Угол входа потока в рабочее колесо
a1=arcsin(C1r/C1), °                                                            (12.132)
a1=arcsin(142/382)=21,82°
Относительная скорость потока газа на входе в рабочее колесо




W1=Ö  C1’2+U12-2×U1×C1×cos a1, м/с                                 (12.133)




W1=Ö  3822+3402-2×340×382×cos 21,82°=143 м/с
Адиабатная работа газа на рабочем колесе
Lрк=r×Lад.т., Дж/кг                                                                (12.134)
Lрк=0,5×123964=61982 Дж/кг
Наружный диаметр рабочего колеса на выходе
 D4=D3×D4, м                                                                         (12.135)
где  D4 – относительный диаметр соплового аппарата

Принимаем   D4=0,8 м.
D4=0,09×0,8=0,072 м
Диаметр втулки
Dвт=D3×Dвт, м                                                                       (12.136)
где  Dвт – относительный диаметр соплового аппарата

Принимаем Dвт =0,28
             Dвт=0,09×0,28=0,025 м
Средний диаметр колеса на выходе
Dср=Ö   (D42+Dвт2)/2, м                                                         (12.137)
Dср=Ö   (0,0722+0,0252)/2=0,054 м
Относительный средний диаметр колеса на выходе
Dср=Dср/D3, м                                                                       (12.138)

Dср=0,054/0,072 =0,75 м
Относительная средняя скорость газа на выходе из рабочего колеса
W2=y×Ö   W1’2+2×Lрк-U12(1- Dср 2), м/с                                      (12.139)
где y – коэффициент скорости.

Принимаем y=0,92.




             W2=0,92×Ö  1432+2×61982-3402(1-0,752)=306 м/с
Температура газов на выходе из рабочего колеса

                                  W22

T4=T3- ¾¾¾¾¾¾ , К                                                     (12.140)

                             2×Rг×kг/(kг-1)
3062

T4= - ¾¾¾¾¾¾¾¾ =708 К

2×289×1,34/(1,34-1)
Плотность газов на выходе из рабочего колеса
P4×106

r4= ¾¾¾ , кг/м3                                                               (12.141)

 Rг×T4
   0,104×106

r4= ¾¾¾¾¾ =0,508 кг/м3

  289×708
Площадь проходного сечения на выходе потока из рабочего колеса
F4=p×(D42-Dвт2)/4, м2                                                          (12.142)
F4=3,14×(0,0722-0,0252)/4=3,58×10-3 м2
Угол выхода потока из рабочего колеса
b2=arcsin(Gr/(W2×F4×r4)), °                                                (12.143)
b2=arcsin(0,199/(306×3,58×10-3×0,508))=20,95°
Окружная скорость на среднем диаметре выходного сечения
U2=U1×(Dср/D3), м/с                                                             (12.144)
U2=340×(0,054/0,09)=204 м/с
Окружная составляющая абсолютной скорости газов на выходе из рабочего колеса
C2u=W2×cos b2-U2, м/с                                                      (12.145)
C2u=306×cos 20,95°-204=81,8 м/с
Осевая составляющая абсолютной скорости газов на выходе из рабочего колеса
C2r =W2×sin b2, м/с                                                            (12.146)

C2r =306×sin 20,95°=109 м/с
Абсолютная скорость газового потока на выходе из рабочего колеса
C2=Ö C2u2+C2r2, м/с                                                              (12.147)
C2=Ö 81,82+1092=136,6 м/с
Работа газа на колесе турбины
Lти=U1×C1u-U2×C2u, Дж/кг                                               (12.148)
Lти=340×355-204×81,8=101068 Дж/кг
Окружное КПД турбины
hти=Lти/Lад.т.,                                                                        (12.149)
hти=101068/123964=0,815
Потери энергии с выходной скоростью газового потока
DLв=C22/2, Дж/кг                                                               (12.150)
DLв=136,62/2=9330 Дж/кг
Потери энергии на лопатках рабочего колеса
DLл=(1-y2)×W22/2, Дж/кг                                                   (12.151)
DLл=(1-0,922)×3062/2=7191 Дж/кг
Потери на трение диска рабочего колеса
                                  U1             r2+r3

DLтр=b×(¾¾)3×D32× ¾¾ ×736 , Дж/кг                           (12.152)

                                 100              2×G¢г
Принимаем b=5
                               340                   0,647+0,622

DLтр=5×(¾¾)3×0,092×  ¾¾¾¾¾ 736=3735 Дж/кг

                              100                      2×0,199

Адиабатный КПД турбины
 DLс+DLл+DLв+DLтр+DLут

hад.т.=1- ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ ,                               (12.153)

Lад.т.
где DLут – потери в результате утечек газа через неплотности.
 DLут=0,02×Lт.ад., Дж/кг                                                      (12.154)
DLут=0,02×123964=2479 Дж/кг
8069+7191+9330+3735+2479

hад.т.=1- ––––––––––––––––––––––––––––= 0,75

123964
Эффективный КПД турбины
hт.е=hад.т.×hмех,                                                                  (12.155)
где hмех – механический КПД турбины.

Принимаем hмех=0,97
hт.е=0,97×0,75=0,73
 Расчетное значение КПД турбины отличаться от принятого ранее на 1,4%.
Эффективная мощность турбины
N1=Lад.т.×G¢г×hт.е, кВт                                                         (12.156)
N1=123964×0,199×0,73=18 кВт
Полученная мощность турбины отличается от мощности требуемой на привод компрессора на 1,2 %. Баланс мощностей выполнен.

1. Реферат на тему Around The World In Eighty Days Essay
2. Реферат Психология делового общения 6
3. Контрольная работа на тему Эмоционально волевые особенности дошкольника
4. Реферат на тему Татаро монгольское иго
5. Реферат Экономическое содержание финансовой категории налогов
6. Кодекс и Законы Конституция РФ 3
7. Биография на тему Тихонов Вячеслав Васильевич
8. Контрольная работа на тему Система счетов бухгалтерского учета
9. Реферат Организация грузовых перевозок перевозка муки бестарным способом
10. Реферат Античный тип культуры