Referat.me

Название: Основные сведения о системе газотурбинного наддува

Вид работы: реферат

Рубрика: Транспорт

Размер файла: 453,06 Kb

Скачать файл: referat.me-338902.docx

Краткое описание работы: 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.

Основные сведения о системе газотурбинного наддува

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 /с (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×D2 2 ×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

D1 w 1 min = Do 2 + ¾¾¾ , (12.18)

3 e1 2 ×t1 2

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

D1 w 1 min = 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 D1 2 +Do 2

D1 ср = ¾ × ¾¾¾ , (12.23)

D2 2


1 0,052 +0,0172

D1 ср = 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-D1ср 2

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×D2 2 ×U2

4×0,168

F = ¾¾¾¾¾¾¾ =0,091

3,14×0,0852 ×322

Погрешность коэффициента расхода составляет 1,,0 %.

Определение площади входного сечения

p×(D1 2 -Do 2 )

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

с1 2

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 Lr вх

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

t1 m вх/( m вх-1)

dвх = ¾¾¾¾ , (12.39)

t1 k/(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

bл 1 =b1 +i1 , ° (12.43)

bл 0 =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

tст 1 =1- ¾¾¾¾¾¾¾ , (12.46)

p×D1 ×D2 ×sin(bл 1 )

d0 ×Zk

tст 0 =1- ¾¾¾¾¾¾¾ , (12.47)

p×D0 ×D2 ×sin(bл 0 )

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

D1 w 1 min = Do 2 + ¾¾¾ , (12.49)

3 e1 2 ×tст1 2


2×0,092

D1 w 1 min = 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

Cr 2 =(0,7…1)×Cср , м/с (12.55)

Cr 2 =0,8×131,5=105,2 м/с

Cr 2

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 +Cr 2

Cr 1” = ¾¾¾ , м/с (12.58)

2

131,5+105,2

Cr 1” = 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 Cr 2 ’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 Cr 2 ’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

Lr 1 =e1 × ¾¾ , Дж/кг (12.62)

2

Принимаем e1 =0,12.

1932

Lr 1 =0,12× ¾¾¾ =2235 Дж/кг

2

Потери потока в радиальной звезде

Cr 2 ’2

Lr 2 =e× ¾¾ , Дж/кг (12.63)

2

Принимаем e =0,12.

118,42

Lr 2 =0,12× ¾¾–– =841 Дж/кг

2

Потери на работу дискового трения

Lr д =af ×U2 2 , кДж/кг (12.64)

Lr д =0,03×3222 =3307 кДж/кг

Внутренний напор колеса

L1 =(m+af )×U2 2 , кДж/кг (12.65)

L1 =(0,844+0,03)×3222 =90620 Дж/кг

Температура торможения за колесом

L1 +0,5×Lr д

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

C2 2

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×Lr д

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 )m 2/( m 2-1) , 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

MС 2’ = 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 a2 20° .


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

Cr 2 = 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

Cr 2 = ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ =93 м/с

3,14×0,085×0,005×1,583

Абсолютная скорость на входе в диффузор

C2 =Ö Cr 2 2 +(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 * -C2 2 /2010, К (12.83)

T2 =384-2872 /2010=343 К

на выходе:

T3 =T2 * -C3 2 /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×Rk 2 ×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 * -Ck 2 /2010, К (12.93)

Принимаем Tк * =T2 * .

Tk =384-48,72 /2010=383 К

Давление на выходе из улитки

Pk =P4 ×(Tk /T4 )m 5/( m 5-1) , 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 )k г/( k г-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 +C0 2 , 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

C1 r =C1 ×sin a1 , м/с (12.108)

C1 r =350×sin 20°=120 м/с

Окружная составляющая абсолютной скорости перед рабочим колесом.

C1 u =C1 ×cos a1 , м/с (12.109)

C1 u =350×cos 20°=329 м/с

Температура потока на выходе из соплового аппарата

C1 2 -C0 2

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

Ma 1 = ¾¾¾¾¾¾¾ =0,625

1,34×289×810

Окружная скорость рабочего колеса на входе

U1 =C1 u +(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 C1 2

DLc = ( ¾ – 1) × ¾ , Дж/кг (12.115)

jс 2 2

1 3502

DLc =(¾¾¾ -1) × ¾¾ =8069 Дж/кг

0,942 2

Температура заторможенного потока на выходе из соплового аппарата

C1 2

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 )m с/( m с-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

C1 u =C1 u ×D2 /D3 , м/с (12.126)

C1 u =329 ×0,097/0,09=355 м/с

Радиальная составляющая абсолютной скорости на входе в рабочее колесо

C1 r =C1 r ×D2 ×r2 ×l1 /(l×D3 ×r3 ×t3 ), м/с (12.127)

Принимаем l=l1 ; r2 /r3 =1,08.

C1 r =120×0,097×1,06/(0,09 ×0,96)=142 м/с

Aбсолютная величина входной скорости в рабочее колесо

C1 =Ö C1 u ’2 +C1 r ’2 , м/с (12.128)

C1 =Ö 3552 +1422 =382 м/с

Температура газов на входе в рабочее колесо

C1 ’2 -C1 2

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 )m с/( m с-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 +U1 2 -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 (D4 2 +Dвт 2 )/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 -U1 2 (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

W2 2

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×(D4 2 -Dвт 2 )/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)

C2 u =306×cos 20,95°-204=81,8 м/с

Осевая составляющая абсолютной скорости газов на выходе из рабочего колеса

C2 r =W2 ×sin b2 , м/с (12.146)

C2 r =306×sin 20,95°=109 м/с

Абсолютная скорость газового потока на выходе из рабочего колеса

C2 =Ö C2 u 2 +C2 r 2 , м/с (12.147)

C2 =Ö 81,82 +1092 =136,6 м/с

Работа газа на колесе турбины

Lти =U1 ×C1 u -U2 ×C2 u , 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 =C2 2 /2, Дж/кг (12.150)

DLв =136,62 /2=9330 Дж/кг

Потери энергии на лопатках рабочего колеса

DLл =(1-y2 )×W2 2 /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 ×D3 2 × 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.

Похожие работы

  • Транспортные двигатели

    Введение Во второй половине XIX века произошли события, приведшие впоследствии к появлению наиболее массового средства передвижения – автомобиля. В 1860г. французский механик Этьен Ленуар создал первый двигатель внутреннего сгорания. Однако этот двигатель во многом уступал паровым машинам того времени.

  • Каковы основные направления и тенденции развития поршневых тракторных и автомобильных ДВС

    Брянская Государственная Сельскохозяйственная Академия Факультет заочного обучения Контрольная работа №_______ Вариант №_____ По_________________________________________

  • Тепловой расчет ДВС 21703 Priora

    Федеральное Агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Ижевский Государственный Технический Университет

  • Проектирование и моделирование двигателя внутреннего сгорания

    Сущность понятия "модель". Моделирование как метод научного познания, особенность. Элементы процесса моделирования. Моделирование работы ДВС на основе влияния размеров камер сгорания. Основные характеристики двигателей. Анализ форм камер сгорания.

  • Расчёт рабочего цикла двигателя внутреннего сгорания автотракторного типа с помощью персональной ЭВМ

    Теория и методика решения задачи Задача сформулирована в прямой постановке, когда известны основные данные двигателя (диаметр цилиндра, ход поршня, степень сжатия, тип камеры сгорания), а также вид топлива и требуется определить показатели его эффективности и экономичности. На основе разработанной физико-математической модели (ФММ) с помощью персональной ЭВМ получают:

  • Судовая эксплуатация

    Судовые дизеля выпускаются как с газотурбинным наддувом (в шести- и восьмицилиндровом исполнении), так и без наддува (в шестицилиндровом исполнении) в нескольких модификациях. В зависимости от назначения дизели имеют конструктивные особенности. Поперечный разрез дизеля 6ЧСПН 18/22-300 мощностью 220 кВт

  • Топливо-смазочные материалы

    Вопрос №1. Определить низшую теплоту сгорания QH , если известно его теплота сгорания QB и содержание в нем водорода HP и воды Wр как производная теплоты сгорания, топливо опытным путём

  • Расчет рабочих процессов судового дизеля ВЯРТСИЛЯ &quot;Vasa22&quot;

    Обоснование основных размеров D и S и числа цилиндров и дизеля. Расчет процесса наполнения, сгорания, сжатия и расширения. Расчет систем наддува и процесса газообмена. Индикаторные и эффективные показатели дизеля. Выбор числа и типа турбокомпрессора.

  • Ремонт и диагностирование турбокомпрессоров

    Устройство и принцип работы, структура и основные части турбокомпрессора турбонаддува двигателя внутреннего сгорания. Порядок нагнетания воздуха при помощи турбокомпрессора, условия его использования. Основные типы выпускных систем с турбокомпрессором.

  • Описание работы гидросистемы и сети управления шасси самолета АН-26

    Техническое описание и анализ конструкции гидросистемы на примере самолета АН-26, описание сети управления уборкой и выпуском шасси. Особенности электросхем управления шасси и работа гидросистемы, обеспечивающей работу всех механизмов и устройств.