249

Продолжение табл. 3.1

1

2

3

Угол между векторами

2r

относительной и

2

arctg

53,5

окружной скоростей на вы-

2U

ходе из колеса, град

Шаг лопаток на выходе из

t2

D2

колесо, м

0,345

zk

2

1

2

,

Коэффициент

t2

загромождения выхода

2 – толщина лопатки в средней части по вы-

0,96

колеса

соте;

2

= (0,03÷0,07)

t2

Ширина колеса на выходе,

b2

Gk

0,029

D2 C2r 2 2

м

Ширина безлопаточной

b2 (0,95 1) b2

части диффузора на

0,029

выходе, м

Наружный диаметр щеле-

D2 (1,05 1,2) D2

0,847

вого диффузора, м

Абсолютная скорость на

D2 b2

выходе из безлопаточной

C2

C2

316

части диффузора в первом

приближении, м/с

D2

b2

Температура воздуха на

T2 T2

C22

(C2 )2

выходе из безлопаточной

k

406

части диффузора в первом

Rв 10

3

2 k 1

приближении, К

Показатель политропы

n2

k

n2 1

(1 вд ) k 1

сжатия на выходе из лопа-

2,45

точной части диффузора

вд = (0,25÷0,45)

Давление на выходе из

n2

безлопаточной части

n2 1

диффузора в первом

P2 P2

T2

0,24

приближении, МПа

T2

Плотность воздуха на вы-

P2 106

ходе из безлопаточной

2,06

Rв T2 103

части диффузора в первом

2

приближении, кг/м3

Абсолютная скорость на

D2

b2 2

выходе из безлопаточной

C2 C2

304

D2 b2 2

части диффузора во втором

приближении, м/с

11

Продолжение табл. 3.1

1

2

3

Температура воздуха на

T2 T2

C

22

(C2 )2

выходе из безлопаточной

409

k

части диффузора во втором

Rв

3

2 k 1

10

приближении, К

Давление на выходе из

n2

безлопаточной части

P2

T

n2 1

0,266

диффузора во втором

P2

2

приближении, МПа

T2

Плотность воздуха на вы-

6

ходе из безлопаточной

2

P2 10

2,27

части диффузора во втором

3

приближении, кг/м3

Rв T2

10

Абсолютная скорость на

D2

b2

2

выходе из безлопаточной

C2 C2

276

D2

b2

2

части диффузора в третьем

приближении, м/с

Температура воздуха на

C

2

(C

2

выходе из безлопаточной

T2 T2

2

2 )

417

k

части диффузора

2

R

103

в

k 1

в третьем приближении, К

Давление на выходе из без-

n2

лопаточной части

P2

T

n2 1

0,256

диффузора втретьем

P2

2

T2

приближении, МПа

Плотность воздуха на вы-

6

ходе из безлопаточной

2

P2 10

2,14

части диффузора третьем

3

приближении, кг/м3

Rв T2

10

Итоговая скорость воздуха

С2

С2

D2

b2 2

на выходе из безлопаточной

304

D2

b2 2

части диффузора, м/с

Наружный диаметр

D3

1,5 D2

1,155

лопаточного диффузора, м

Ширина лопаточного

b3 b2

1

D3 D2 tgν,

0,042

2

диффузора на выходе, м

ν – угол расхождения (5÷6º)

Угол наклона вектора

3 2 (10 18 ),

абсолютной скорости С3

37,18

на выходе из лопаточного

2 = 2

диффузора

Число лопаток

zд 9 36 ,zд должно быть не кратным числу

23

диффузора

лопаток колеса zk

Шаг лопаток при

t2

D2

0,116

входе в диффузор, м

zд

12

Продолжение табл. 3.1

1

2

3

Шаг лопаток при выходе

t3

D3

0,158

из диффузора, м

zд

Коэффициент

2 1

2

;

2

=(0,03÷0,05)

загромождения на входе

0,96

в лопаточный диффузор

t2

t2

Коэффициент

3 0,97

загромождения на выходе

0,97

из лопаточного диффузора

Температура воздуха

T3 T2

,

469

на выходе из диффузора, К

β –коэффициент (1,1÷1,3)

Давление воздуха на

n3

P3

n3

1

,

0,364

выходе из диффузора, МПа

n3 = (1,5÷1,8)

P2

Плотность воздуха

P 106

на выходе

3

3

2,7

Rв T3 103

из диффузора, кг/м3

Скорость на выходе из ло-

C3 C2

D2 b2 2

sin 2 2

86

паточного диффузора, м/с

D b

3

sin

3

3

3

3

Скорость на выходе из

С4

С3

86

улитки , м/с

L

С

2

,

4

Потери в улитке, кДж/кг

2 1000

1,11

rул

4

4 – коэффициент потерь в улитке = (0,3÷0,4)

Температура на выходе

T4

T3

469

из улитки, К

Давление на выходе из

Lrул

k

k

P4 P3

k 1

0,364

улитки, МПа

1

R T 103

k 1

в

4

Действительная

кд

P4

степень повышения

3,667

P

давления в компрессоре

a1

Адиабатическая работа по

Lкадд

k

Rв Ta1

k 1

степени повышения

кдk

1

141,7

k 1

давления, кДж/кг

k 1

Адиабатический КПД

T0 кдk

1

0,922

компрессора

кад

T4 T0

Напорный адиабатический

Lкадд 103

0,784

H

КПД

aдд

U22

Мощность, затрачиваемая

Nk

Lкадд Gk

3089,1

на привод компрессора, кВт

кад

13

3.2 Расчёт турбины

Так как данный расчёт имеет некоторые различия для разного типа турбин, применена дополнительная информация. Если перед формулой стоят следующие значки:

*– рассчитывается только для центростремительных турбин;

**– рассчитывается только для осевых турбин.

Таблица 3.2 – Расчёт турбины

Наименование,

Расчетная формула,

Числовое

обозначение,

способ определения

значение

единица измерения

1

2

3

Количество

GГ Gk

1

выпускных газов, кг/с

1

20,6

L

0

Расход газа через турбину,

GТ

GГ

20,6

кг/с

Частота вращения ротора

nТ

nk

10547

турбины, мин-1

Противодавление за турби-

PТ0

1,05 P0

0,108

ной, МПа

Общий КПД

ТК выбираем по табл.В4 приложение В

0,73

турбокомпрессора

Адиабатическая работа

LTад

Lкадд 103

Gk

ступени, кДж/кг

189,4

ТК

GГ

PТ 0

PТ

,

LTад

kГ

kГ 1

1

kГ 1

k

Г

R

Г

T

Полное давление

Т

0,292

kГ –показатель адиабаты для газа=1,34;

перед турбиной, МПа

RГ –газовая постоянная =0,287;

T –температура газов перед турбиной ,Сº

Т

(табл.В.2 приложение В)

Условная адиабатическая

скорость истечения через

СТад

2 LТад 103

615

турбину, м/с

Выбираем степень

для осевых турбин ρ =(0,3÷0,5);

для центростремительных турбин

0,5

реактивности

ρ = (0,45÷0,55)

Адиабатическая работа

LТадс

(1 ρ) LТад

расширения в сопловом

119,3

аппарате, кДж/кг

С1

Скорость газа

2 LТадс 1000,

=(0,97÷0,98) – для крупных турбин (с диа-

на выходе из

479

метром колёс >180мм); =(0,93÷0,95) – для

соплового аппарата, м/с

малых турбин (с диаметром колёс 80÷180мм).

14

Продолжение табл. 3.2

1

2

3

kГ

Давление на выходе

kГ 1

LТадс

из соплового

0,161

аппарата, Мпа

P1 PТ

1

kГ

RГ ТТ

kГ 1

Температура на

С12

T1 TТ

выходе из соплового

2

kГ

R

10

3

649

аппарата, К

Г

kГ 1

Плотность газа на

P1 10

6

выходе из соплового

0,864

RГ 103 Т1

аппарата, кг/м3

1

Угол выхода потока из со-

(15 30 )

15

плового аппарата, градусов

1

Окружная скорость на

U Х СТад,

364

среднем диаметре, м/с

Х =(0,5÷0,65)

Средний диаметр решеток

U

соплового аппарата на

D1ср

60

0,623

выходе и рабочего колеса

nК

на входе, м

Высота лопаток

l1

GТ

0,098

соплового аппарата, м

D

С

sin

1

1

1ср

1

Диаметр рабочего

D3

1,1 D2,

–

колеса, м

D2 - наружный диаметр компрессора

Выходной диаметр

D2

D3,

D

–

соплового аппарата, м

D2 =(1.05÷1,1)

Входной диаметр

D1

1

D3,

D

–

соплового аппарата, м

D1 =(1.35÷1,5)

Длина лопаток соплового

l1

GТ

аппарата (ширина проточ-

–

D

C sin

ной части), м

1

1

2

1

Наружный диаметр

D4

4

D3,

D

–

рабочего колеса, м

D4 =(0,7÷0,85)

Втулочный диаметр

Dвт

вт D3,

D

–

рабочего колеса, м

Dвт =(0,25÷0,32)

Средний диаметр

D

D

2

D

2

–

колеса на выходе, м

4

вт

2

2ср

Высота лопаток рабочего

l2

D4 Dвт

–

колеса на выходе, м

2

Шаг решетки соплового

для осевых турбин t1 l1

(0,8 0,9)

аппарата на среднем

для центростремительных турбин

0,083

диаметре

t1 l1 (0,6 0,7)

15

Продолжение табл. 3.2

1

2

3

для центростремительных турбин:

a

l1 sin 1

,

–

m

m – коэффициент, равный (0,8÷0,9) при

α1≤16º; при α1>16º(0,85÷0,95).

Ширина решетки

для осевых турбин сначала определяют

число Маха

соплового аппарата в

C1

M1

наиболее узкой части, м

k

Г

R 103

T

Г

1

0,96

при M1 =(0,4÷0,6) коэффициент m ≈ 0,8; при

M1 >0,6ширину решетки вычисляют по фор-

муле:

a t1 sin 1

0,021

Ширина соплового

b1

t1

sin(2 1),

аппарата по направлению

C

0,04

оси вращения, м

U

CU –коэффициент нагрузки = (0,85÷1,05)

Относительная

скорость газа на входе

1

C12 U2 2 U C1 cos 1

172

в рабочее колесо, м/с

Температура заторможен-

T

T

12

ного потока на выходе из

1

2

kГ

R

103

662

соплового аппарата, К

kГ 1

Г

1

Приведенная скорость

1

kГ

0,141

2

R

Г

103 Т

kГ 1

Угол входа потока на ло-

1 arcsin

C1 sin 1

патки рабочего

46,09

колеса турбины, град

1

Адиабатическая работа

LТадп ρ LТад

расширения газа в лопатках

70,01

рабочего колеса, кДж/кг

Скоростной

–для осевых турбин =(0,92÷0,98)

0,97

–для центростремительных турбин

коэффициент

=(0,90÷0,94)

Относительная

2

12

2 LТадп 103

скорость газа

400

из рабочего колеса, м/с

Температура газа на выходе

T2

T

2

2

из рабочего

2

kГ

R

103

591

колеса, К

kГ 1

Г

16

Продолжение табл. 3.2

1

2

3

Плотность газа на выходе

2

PТ0 106

0,637

из рабочего колеса, кг/м3

RГ 103 Т2

Угол выхода потока из

2 arcsin

GT

,

D2ср 2

l2

2

рабочего колеса

31,1

в относительном

для осевой турбины принимаем:

движении, град

D2ср D1ср , l2 l1

для осевой турбины:

G

2

G ,

0,285

ут

l1 sin 2

T

Утечки газа, кг/с

δ2 – радиальный зазор = 0,001м

для центростремительной турбины:

G

2

l

2

ут

0,45

1

,

–

l

D

δ2 –зазор = 0,5÷1,3мм

2

cр

Уточнённая величина угла

G G

ут

2 arcsin

T

sin 2

30,61

GT

выхода, град

С

2

U2

2 U

2

cos ,

204

Абсолютная скорость газа

2

2

2

2

2

для осевой турбины U2

U

на выходе из

рабочего колеса, м/с

для центростремительнойU2 U

D2ср

D3

Шаг решетки рабочего

t2 0,9 l2

0,088

колеса

для центростремительных турбин:

a

l1 sin 2

,

–

m

m – коэффициент, равный (0,8÷0,9) при

α1≤16º; при α1>16º(0,85÷0,95)

Ширина канала

для осевых турбин сначала определяют число

Маха

в узкой части, м

M 2

2

0,839

k

Г

R

Г

103 T

1

при M =(0,4÷0,6) коэффициент m ≈ 0,8; при

M >0,6 ширину решетки вычисляют по фор-

муле:

a2 t2 sin 2

0,045

Ширина решетки в

C1U sin 1

направлении оси

b2

2 sin 2

sin 2

1 t2,

0,054

вращения, м

C1U =(0,8÷0,9)

17

Продолжение табл. 3.2

1

2

3

Угол выхода газа из

2 arcsin

2

sin 2

86,34

рабочего колеса, град

C2

Работа газа на колесе тур-

для центростремительной турбины:

–

LТи (U1 1 cos 1 U2

2

cos 2 )/1000

бины или окружная

для осевой турбины:

работа, кДж/кг

LТи

U ( 1 cos 1 2 cos 2)/1000

159,5

Окружной КПД

lТи

0,842

lТад

турбины

Ти

L

k

С

2

,

2

Потери выходной

в

в

2 1000

20,8

kв –коэффициент потерь для осевой турбины

скоростью, кДж/кг

=1; для центростремительной турбины kв =

(1,1÷1,5)

Потери вследствие

Lут

LТи Gут

2,2

утечек, кДж/кг

GT 1000

Потери в сопловом

L

1

1

C12

7,2

2

аппарате, кДж/кг

c

2 1000

Потери на лопатках рабоче-

L

1

1

22

5,0

2

го колеса, кДж/кг

л

2 1000

NТВ 0,735 D

2

U 3

Мощность,

ср ,

100

затрачиваемая на

для осевой турбины:

преодоление

– коэффициент = 2, D D1ср ;

17,4

трения диска и

для центростремительной турбины:

вентиляционные

– коэффициент = (3,5÷5), D D3 ;

потери, кВт

1

2

ср

2

Потери на трение и венти-

L

NТВ

0,8

ляцию, кДж/кг

ТВ

GT

Механический КПД

Тм

(0,92 0,98)

0,98

Адиабатический КПД тур-

Тад 1

Lc Lл

Lв

0,826

бины

LТад

Внутренний КПД

LТад Lc Lл Lв LТВ Lут

0,81

турбины

LТад

Тi

18

				Продолжение табл. 3.2
	1	2			3
	Общий или эффективный	Т Тi Тм			0,794
	КПД турбины
	Эффективная мощность	NТ LТад GТ Т			3097,9
	турбины, кВт
			Nk NТ	100,
			Nk
	Энергетический баланс	Nk – мощность, затрачиваемая на привод
		компрессора, кВт			-0,3
	компрессор–турбина, %
		Допускается расхождение не более 2 %.
		Если имеет место расхождение более 2%,
		необходимо повторить расчёт,
		изменяя коэффициенты.

4 ПОМПАЖ ТУРБОКОМПРЕССОРА

Помпаж турбокомпрессора появляется в виде пульсаций воздушного потока в компрессоре, сопровождающихся периодическим выбросом воздуха обратно во всасывающие патрубки дизеля и всасывающего тракта.

Иногда помпаж сопровождается характерными громкими хлопками воздуха. Помпаж является следствием уменьшения подачи центробежного ком-

прессора ниже определенного для него критического значения. В результате происходит срыв потока воздуха с лопаток воздушного колеса или ло-

паточного диффузора компрессора, нарушается устойчивая работа последнего. Эксплуатировать дизель, у которого турбокомпрессор работает неус-

тойчиво, нельзя, так как длительный помпаж может вызвать разрушение воздушного колеса компрессора и деталей всасывающего тракта.

Любой центробежный компрессор обладает свойством резко снижать подачу с увеличением сопротивления газовоздушного тракта. Повышение сопротивления газовоздушного тракта может происходить из-за увеличения сопротивления воздухозаборного устройства; неполного открытия заслонок в трубопроводах между компрессорами первой и второй ступеней

19

наддува; закоксовывания кромок выпускных и продувочных окон в стен-

ках цилиндров дизеля и лопаточного аппарата газовой турбины. Появление помпажа можно объяснить и повышением температуры

наддувочного воздуха из-за ухудшения работы воздухоохладителей. Одной из причин, способствующих возникновению помпажа, является по-

вреждение рабочих лопаток турбины и ее соплового аппарата обломками поршневых колец или другими посторонними предметами при отсутствии защитных решеток перед сопловым аппаратом. Возникновению помпажа способствует и повышение температуры выпускных газов перед турбиной из-за уменьшения расхода воздуха по причинам, уже перечисленным выше, а также в связи с тем, что топливная аппаратура дизеля неисправна.

Кроме отмеченных причин возникновения помпажа, связанных с возрастанием сопротивления газовоздушного тракта дизеля, можно назвать несимметричную работу параллельно работающих турбокомпрессоров. В этом случае помпаж возникнет у одного из турбокомпрессоров вследствие того, что второй, получая больше энергии, развивает большую частоту вращения, дает больше воздуха и тем самым уменьшается подача первого компрессора, приближая его к границе помпажа. Основная причина несимметричной работы двух турбокомпрессоров – разница в размерах про-

точных частей турбин, главным образом разница сечения сопловых аппаратов, которая может иметь место вследствие повреждения направляющих лопаток. Для предупреждения помпажа и устранения его в случае возникновения рекомендуется соблюдать следующие меры: систематически очи-

щать от нагара выпускные и продувочные окна и защитные решетки на входе газов в турбокомпрессор; следить за исправностью воздухозаборно-

го устройства дизеля, не допуская увеличения его сопротивления; следить, чтобы охладители наддувочного воздуха не были загрязнены и не создава-

ли большого сопротивления проходу воздуха; проверять температуру выпускных газов по цилиндрам и температуру воздуха в воздушном ресиве-

ре. Если при соблюдении перечисленных выше требований помпаж не прекращается, необходимо разобрать турбокомпрессор и проверить со-

стояние лопаток турбины и суммарное сечение соплового аппарата. Обнаруженные повреждения лопаток устраняют. Сечение сопел определяют с помощью шаблонов. При обнаружении отклонений от требуемого сечения подгибают кромки лопаток по шаблону.

20