Основные сведения о системе газотурбинного наддува — страница 4

  • Просмотров 631
  • Скачиваний 3
  • Размер файла 464
    Кб

одноступенчатого центробежного компрессора Основные параметры ступени и параметры на входе в компрессор Полное давление на входе в компрессор в сечении А-А Pа*=Po-Pвф, МПа (12.9) где Pвф – потери давления в воздушном фильтре, МПа. Принимаем Pвф=0,004 МПа. Pа*=0,101-0,004=0,0097 МПа Статическое давление на выходе из компрессора Pk’=Pk+Pk, МПа (12.10) где Pк – потери давления во впускном коллекторе, МПа. Принимаем Pк=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 а=  , кг/м3 (12.13) RвTа* где Rв – газовая постоянная воздуха, Дж/(кгК); Тa* – температура заторможенного потока, К. Принимаем Тa*=Тo=293 К. 0,097106 а=

 =1,165 кг/м3 287293 Объемный расход воздуха через компрессор Gв Vа=  , м3/с (12.14) а 0,196 Vа=  =0,168 м3/с 1,165 Ориентировочный диаметр рабочего колеса компрессора 4Vа D2ор=  , м (12.15) U2ор где Ф – коэффициент расхода. Принимаем Ф=0,09. 40,168 D2ор=  =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 =  , (12.16) D22U2ор 40,168 =  =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2 D1w1min= Do2+  , (12.18) 3 1212 где Do – втулочное отношение; 1 – коэффициент сжатия воздушного потока; 1 – коэффициент

стеснения потока на входе в колесо. Принимаем Do=0,2; 1=0,88; 1=0,9. 20,092 D1w1min= 0,22+  =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=  , (12.20) D2 0,05 D1=  =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  =0,3…0,6 (12.22) D1 0,017  = 0,34 0,05

Рис. 12.2 Рабочее колесо компрессора Относительный средний диаметр входа в рабочее колесо 1 D12+Do2 D1ср=    , (12.23) D2 2 1 0,052+0,0172 D1ср=    =0,44 0,085 2 Коэффициент уменьшения теоретического адиабатного напора 1 =  , (12.24) 2  1 1+      3 Zk 1-D1ср2 1 =  =0,844 2 3,14 1 1+      3 14 1-0,442 Коэффициент адиабатного напора ступени Hk= (f+)ад.к., (12.25) где f – коэффициент дискового трения; Принимаем f