Дизельные двигатели речных судов
Курсовой проект - Транспорт, логистика
Другие курсовые по предмету Транспорт, логистика
ние воздуха на выходе из улитки
Полученное давление Р5 обеспечивает заданное давление Рк.
Плотность воздуха при определенных выше условиях равна
Выходная площадь сечения улитки
Диаметр улитки на выходе
Изменение диаметра по углу улитки ?у определим по уравнению
Радиус внутренней поверхности
Максимальный радиус улитки
Удельная адиабатная работа сжатия равна
ад= То 305 48210 Дж/кг.
Адиабатный КПД компрессора
Полученное значение КПД близко к значениям указанным в /9/.
Коэффициент напора равен
Полученное значение укладывается в диапазон указанный в /9/.
Мощность, потребляемая компрессором
5.2 Расчет газовой турбины
Для привода компрессора используются как осевые, так и радиальные центростремительные турбины. Типоразмерный ряд турбокомпрессоров (ГОСТ 9558-66) предусматривает применение осевых турбин в агрегатах наддува типа ТК-18, ТК-23, ТК-30, ТК-38, ТК-50 и ТК-64, которыми оснащаются мощные средне- и малооборотные дизели и радиальных центростремительных турбин в турбокомпрессорах типа ТКР-7, ТКР-8,5, ТКР-11, ТКР-14 и ТКР-23, используемых для форсировки быстроходных двигателей.
Расчет проводим для осевой газовой турбины.
Расход газов берем из главы 1
Температура газов перед турбиной определена в главе 1 и равна Тг = 858 К.
Принимаем скорость газового потока на входе в сопловой аппарат равной СГ = 100 м/с. Показатель адиабаты согласно /9/ равен кг =1,34. Число Маха равно
Тогда температура заторможенного потока на входе в сопловой аппарат равна
Из главы 1 находим общий КПД турбины, учитывающий и механические потери в турбокомпрессоре ?Т = 0,944. Там же определена удельная адиабатическая работа расширения в турбине
Противодавление за турбиной принимаем равным Р2 = 0,108 МПа = 108000 Па. Таким образом, давление газов перед турбиной будет равно
Задаемся степенью реактивности турбины ? = 0,25. Удельная адиабатная работа расширения газа в сопловом аппарате равна
Принимаем коэффициент скорости соплового аппарата равным ?=0,95. Тогда абсолютная скорость потока на выходе из сопла составит
Принимаем значение параметра ? = 0,5. Находим окружную скорость
По соображениям прочности И не должна превышать 350 м/с. Это условие соблюдается.
Принимая частоту вращения ротора турбокомпрессора равной частоте вращения компрессора (определенной в разделе 6.1) nт = nк = 52170 об/мин, находим средний диаметр рабочего колеса турбины
Определяем давление, температуру и плотность газа на выходе из соплового аппарата
Проходное сечение соплового венца будет равно
Угол ?1, между вектором абсолютной скорости С1 и плоскостью вращения ротора турбокомпрессора принимаем равным ?1 = 20?.
Количество сопловых лопаток (рис. 6.5) оцениваем по их шагу tc, задаваясь значением tc = 11 мм = 0,011 м получим
Принимаем ZC = 26 шт
Рис. 5.5. Колесо турбины с решеткой
Принимаем толщину выходной кромки сопловой лопатки равной ?с = 1,5 мм = 0,0015 м, тогда коэффициент раскрытия лопаток аппарата находим из выражения
Радиальная длина (высота) лопаток соплового аппарата равна
Параметры газовой струи на входе в рабочее колесо определяет следующим образом.
Относительная скорость на входе в колесо равна
Температура заторможенного потока
Угол между вектором относительной скорости и направлением вращения рабочего колеса
Работа адиабатного расширения газа в рабочем колесе равна
Принимаем коэффициент скорости равным ? = 0,9. Тогда на выходе из рабочего колеса относительная скорость газа составит
Угол между вектором относительной скорости и направлением вращения рабочего колеса выбираем для активной лопатки равным ?2 = ?1 - 5 = 38 - 5 = 33?.
Принимаем шаг лопаток равным tр = 12 мм = 0,012 м, тогда число рабочих лопаток равно
Принимаем число рабочих лопаток равным Zр = 24. Принимаем толщину выходной кромки рабочей лопатки равной ?Р = 1,0 мм = 0,001 м, тогда коэффициент раскрытия лопаток аппарата находим из выражения
Температура и плотность потока на выходе из рабочего колеса равны
Высоту рабочих лопаток принимаем равной lр = lс = 0,024 м. Корректируем угол
Тогда ?2 = 25?.
Находим величину напряжений на разрыв рабочей лопатки от центробежных сил
Полученные напряжения меньше допустимых 240-260 МПа.
Абсолютная скорость газа на выходе из рабочего колеса равна
Угол между вектором скорости и направлением вращения колеса равен
Работа на окружности рабочего колеса турбины
Адиабатный КПД турбины
Окружной КПД
В первом приближении потери на утечки, трение и вентиляцию принимаем равными 3%, тогда внутренний КПД турбины
Механический КПД турбины принимаем из главы 1 равным ?М = 0,944. Тогда эффе?/p>