Промышленный лизинг Промышленный лизинг  Методички 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 [ 55 ] 56 57 58 59 60 61 62 63 64

Адиабатический к. п. д. турбины без учета потерь с выходной скоростью

Пад.т =

(433)

Если учесть потери с выходной скоростью, то

Доля потери с выходной скоростью при отсутствии диффузора и больших углах oj может быть весьма значительной.

Общий к. п. д. турбины определяется с учетом всех гидравлических и механических потерь:

где Т1ти.мех - механический к. п. д. турбокомпрессора (для автомобильных и тракторных турбокомпрессоров tItk .мех = 0,92-4-0,96).

Расчетное значение величины не должно отличаться более чем на 2-4% от ранее принятого значения при определении адиабатической работы газа в турбине [см. формулу (422)]. В противном случае требуется повторить расчет, изменив газодинамические и конструктивные параметры турбины.

Мощность, развиваемая турбиной (кВт):

Л1 = ад.те,7,/1000

(434)

должна соответствовать мощности Л/и. потребляемой компрессором, т. е. Nk.

§ 71. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА И ТУРБИНЫ

Выбрать основные параметры и рассчитать турбокомпрессор для четырехтактного дизеля мощностью - 233 кВт при частоте вращения п - 2600 об/мин. Тепловой расчет двигателя приведен в гл. IV. §18.

Расчет компрессора. Параметры окружающей среды и физические константы для воздуха приняты по данным теплового расчета (см. гл. III, §8). Компрессор радиально-осевой с лопаточным диффузором, одноступенчатый.

Массовый расход юздуха через двигатель

36 • 105

1,71,0.14,452-233.220 - 36 - 106

= 0,35 КГ/С,

где фп - 1,0 - коэффициент продувки. Плотность воздуха на входе в компрессор

Ро = Ро • 10»/(ВД = 0,1 . 10в/(287 . 293) = 1,19 кг/м«. Объемный расход воздуха через компрессор

Qb = Gjpo = 0,35/1,19 = 0,294 нм»/с.

Расчет входного устр о йст в аи рабочего колеса. Температура воздуха в сечении Св, - (см. рис. 122J

Пвх = = 293 К.

Давление воздуха в сечении - Ов

= Ро - АРво = 0,1 - 0,005 = 0,095 МПа,

вх ,

где Дрвс 0,005 - потери давления на всасывании в компрессор, МПа. Степень повышения давления воздуха в компрессоре

к = Рк/Р„в, =0,17/0,095 = 1,79,

,где рк-= 0,17 МПа - давление наддувочного юздуха (см. тепловой расчет дизеля).

По извесгным значениям Qb и тгк, используя графические зависимости (см. рис- 123), определяем типоразмер турбокомпрессора - ТКР-11. а по табл. 67 находим номинальный базовый диаметр колеса компрессора - Ог = 0,11 м == ПО мм.

Адиабатическая работа сжатия в компрессоре

ад.к -

(ft-l)/i

287 - 293 ( 1,79*"- l) = 53400 Дж/кг. Окружная скорость на наружном диаметре колеса компрессора

«3 = 1 1,ад.к /Яад.к = /53100/0,60 = 298 м/с,

где Яад.к= 0,6 - коэффициент напора. Частота вращения колеса компрессора

«к = бОиПО,) = 60 • 298/(3,14 - 0,11) = 51 600 об/мнн.

Температура воздуха на входе в колесо компрессора (сечение / -/)

= 293 -Ь

402 - 802 2- 10(й

290,6К,

где Совх - 40 - скорость воздуха во входном сечении, м/с; Ci ;= 80 - абсолютная скорость потока перед колесом, м/с; 1005 - теплоемкость воздуха при постоянном давлении, Дж/(кг - К). Потери в воздухоподводящем патруб.ке компрессора

Lr = 5вхС/2 = 0,04 - 80V2 = 128 Дж/кг,

где = 0,04 - коэффициент потерь для патрубков с осевым входом.

Показатель политропы п на участке входа воздуха в компрессор определяем Из выражения



Пвт-1

287 (290,6 - 293)

1,37/(1,37-1)

fe-1 «B(7i-r„J 1,4-1 = 3,686,

откуда Лвх= 1,37.

Давление перед колесом компрессора

Pi = Ра (Г,/Гав,)""""~ == 0,095 (290,6/293)

- 0,0915 МПа. Плотность воздуха в сечении / - /

р, = р,. 10б/(ад) = 0,0915 106/(287 • 290,6) = 1,1 кг/м». Площадь поперечного сечения / -/

Pi = GJM = 3,5/(80 -1,1) = 0,00397 м*. Диаметр рабочего колеса на входе в компрессор

А = У f ,/{0,785 [1 - {DolDif]) =

= У 0,00397/(0,785 (1-0,3*)] = 0,0745 м = 74,5 мм,

где DqIDi - 0,3 - отношение диаметра втулки колеса к его диаметру на входе.

Диаметр втулки рабочего колеса компрессора

D„ = DA/A = 0,0745 • 0,3 = 0,0223 м = 22,3 мм. Относительный диаметр втулки рабочего колеса Д, = d0/d2 = 0,0223/0,11 = 0,203. Относительный диаметр колеса на входе

Д = Dj/Dj = 0,0745/0,11 =0,675. Относительный средний диаметр на входе в колесо

Dj,p = V{D\,+ D[)l2 = Y (0,203* + 0,675*)/2 = 0,5. Коэффициент мощности для осерадиальных колес

« (•-cp)J 2 3,14 1

(1-0,52) J

- 0,85,

где 2к - 16 - число лопаток рабочего колеса компрессора.

Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса

Ciu = 1*«2 = 0,85 • 298 = 254 м/с.

Радиальная составляющая абсолютной скорости Сг, = 0,3ua = 0,3 • 298 = 89,5 м/с. Абсолютная скорость воздуха на выходе из колеса (см. рис. 122)

Сг = V 4 + 4 = / 254* + 89,5* = 269 м/с.

Отношение Cg/uz = 269/298 = 0,905 лежит в допускаемых пределах. Температура воздуха на выходе из колеса

- = г, + ({. + а/ - (л*/2) иЦСр = 290,6 + (0.85 + 0,05 -- 0,85*/2) 298*/1005 = 339,5 К.

где а. = 0,05 - коэффициент дисковых потерь.

Показателем политропы сжатия в рабочем колесе задаемся: Лк =1.5. Давление воздуха на выходе из колеса

Рг = Pi {Тг/Тд""~ = 0,0915 (339,5/290.6);" = = 0,146 МПа.

Плотность воздуха за рабочим колесом

Рг = Рг- 10в/(;?в7г) = 0,146 • 10«/(287 • 339,5) = 1,49 кг/м».

Высота лопаток рабочего колеса на диаметре d2 (см. рис. 122)

Ьг =0г/{ОгСггР = 0,35/(3,14 • 0,11 • 89,5 • 1.49) = 0,0076 м = 7.6 мм.

Относительная высота лопаток в выходном сечении колеса

62 = &2/А = 0.0076/0.11 =0.069.

Относительная ширина колеса компрессора

В =B/d2 = 0,033/0,11 =0,3,

где В = 0,033 - ширина колеса компрессора, м.

Расчет диффузоров и воздухосборника. Ширину безлопаточной части диффузора принимаем равной высоте лопаток колеса на выходе (см. рис. 122):

63 = &2 = 0,0076 м = 7,6 мм.

Наружный диаметр безлопаточного диффузора

D3 = D2D3 = 0,11 1,14 = 0,125 м = 125 мм.

где D3 = D3/d2 = 1.14 - относительный наружный диаметр безлопаточного диффузора.

Абсолютная скорость на выходе из безлопаточного диффузора

269 0,0076

1.14 0,0076

= 236 м/с.



Отношение С2/Сз=1,14 не превышает допустимых значений. Давление за лопаточным диффузором

= р = 0,095 . 1,79 = 0,17 МПа.

Показатель политропы сжатия в диффузорах принимаем Пд = 1,7. Температура воздуха за лопаточным диффузором

П = TMPг)~ = 339,5(0,17/0.146)"~"" = 362 К. Скорость юздуха на выходе из лопаточного диффузора

Ck = V d-(Tt - Tz)2Cp = /269* - (362 - 339,5) • 2• 1005 =

= 164 м/с.

Наружный диаметр лопаточного диффузора (см. рис. 122)находится в пределах D4 = (1,35-г-1,70) Dj. Принимаем D4=l,6 d2 = = 1,6 . 0,11 = 0,176 м= 176 мм.

Ширина лопаточного диффузора на выходе

&4 = 63 + (4 - Ds) tg v/2 = 0,0076 + (0,176- 0,125) tg 6°/2 ==

= 0,0103 м = 10,3 мм,

где у = & - угол раскрытия стенок лопаточного диффузора. Скорость воздуха на выходе из воздухосборника

Cg = С4 = 164 м/с.

Потери в воздухосборнике (улитке)

i-r = IvA/ = 0,15 . 164V2 = 2020 Дж/кг,

где = 0,15 - коэффициент потерь в воздухосборнике. Давление на выходе из улитки

Рб = Р4

1.4-1

,4/(1,4-1)

2020

= 0.17fl-

V 287 . 362

= 0,167 МПа.

Давление воздуха в компрессоре можно повысить, если выходной патрубок воздухосборника будет диффузорным (см. рис. 124).

Расчет основных параметров компрессора. Конечное давление pg = 0,167 МПа на выходе из компрессора отличается от принятого р„ = 0,17 МПа в тепловом расчете на 1,9%, что допустимо.

Температура воздуха после компрессора (Tf, = 362 К) отличается от полученного в тепловом расчете значения Гк = 361 К. на 0,028%. Действительная степень повышения давления в компрессоре

= Рб/Ра„ = 0,167/0,095 = 1,76.

Адиабатический к. п. д. компрессора

Т1ад.к = Го (4*-"*- 1)/(Г5-Го) =

= 293 (1,76<-""- 1)/(362 -293) = 0,746.

Адиабатическая работа, определенная по действительной степени повышения давления:

= -287 • 293 (1,7б"~""- l) = 51 900 Дж/кг. 1,4 1

Коэффициент напора Яад.к =/.ад.к/иг = 51 900/298=;= 0,585 отличается от принятого в расчете Яад.к= 0,6 на 2,5%, что допустимо. Мощность, затрачиваемая на привод компрессора:

Л/е = ад.кОв/1000т1ад.к = 51 900 • 0,35/(1000 • 0,746) = 24,35 кВт. Расчет турбины. Количество выпускаемых газов, поступающих на турбину от двигателя:

Gp = GJl + 1/(аф„д] = 0,35[1 -f 1/(1,7 • 1,0 . 14,452)] = 0,365 кг/с.

Давление газа в выпускном патрубке зависит от системы наддува и изменяется в четырехтактных двигателях в пределах Рр= (0,80-г-~ 0,92) Рк. Имея в виду, что рр должно быть выше давления р перед турбиной, принимаем

Рр = 0,92р, = 0.92 . 0,167 = 0,154 МПа.

Температура газа перед турбиной при фп = 1

Г. = Гр = Т

1 + Zp (m-1)

1129

1.43 L

1 + iil5i( 1,43-1) 0.485 \

= 896 К,

где Тр - температура газа в выпускном патрубке; т = 1,43 - показатель политропы расширения в процессе выпуска.

Противодавление за турбиной рг = (1,02-f- 1,05) ро МПа. В расчетах принимаем рг = 1,03 ро = 1,03 • 0,1 = 0,103 МПа.

Показатель изоэнтропы k выпускных газов рассчитывают по температуре газа, составу топлива и коэффициенту избытка воздуха. Для четырехтактных двигателей fep = 1,33-f- 1,35. В расчетах принимаем кр ~ 1,34.

Молекулярная масса газа перед турбиной находится с учетом параметров, определенных в тепловом расчете дизеля:

1 +1.7- 1,0- 14,452

1*г = 1*в

1 + a<f„lo

28,96

to«<Pno 1,037- 1.7. I.о- 14.452

Газовая постоянная выпускных газов

= R/tXp = 8315/29.1 = 286 Дж/(кг- К).

= 29,1 кг/кмоль.



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 [ 55 ] 56 57 58 59 60 61 62 63 64