Основные сведения о системе газотурбинного наддува

         G_т= ¾¾¾¾¾ ×(1+0,948×28,97)=0,203 кг/с

                3600 

    Удельная  работа адиабатного расширения отработавших газов в турбине

                l_ад.к.    G_в

         l_ад.т.= ¾¾ × ¾¾ , Дж/кг                                                        (12.8)

                h_ад.т.   G_т 

где h_ад.т. – адиабатный КПД турбины.

    Принимаем h_ад.т.=0,74. 

                 90630     0,196

         l_ад.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  

         P_а^*=P_o-DP_вф, МПа                                                                    (12.9) 

где DP_вф – потери давления в воздушном фильтре, МПа.

    Принимаем DP_вф=0,004 МПа. 

         P_а^*=0,101-0,004=0,0097 МПа 

    Статическое давление на выходе из компрессора  

         P_k^’=P_k+DP_k, МПа                                                                   (12.10) 

где DP_к – потери давления во впускном коллекторе, МПа.

    Принимаем DP_к=0,003 МПа. 

         P_k^’=0,2+0,003=0,203 МПа 

    Ориентировочная окружная скорость, обеспечивающая требуемое  повышение давления в компрессоре 

         U_2ор=(P_k^’+0,1)×10³, м/с                                                          (12.11) 

         U_2ор=(0,203+0,1)×10³=303 м/с

    Принимаем U_2ор=310  м/с

    Скорость  воздушного потока на входе в компрессор (А-А)  

         C_а=(0,15…0,30)×U_2ор, м/с                                                     (12.12) 

         C_а=0,2×310=60 м/с 

    Плотность воздуха в сечении А-А 

             P_а^*×10⁶

         r_а= ¾¾¾ , кг/м³                                                                  (12.13)

             R_в×T_а^*

где R_в – газовая постоянная воздуха, Дж/(кг×К);

    Т_a^* – температура заторможенного потока, К.

    Принимаем Т_a^*=Т_o=293 К. 
 

             0,097×10⁶

         r_а= ¾¾¾¾ =1,165 кг/м³

             287×293 

    Объемный  расход воздуха через компрессор 

               G_в

         V_а= ¾¾ , м³/с                                                                     (12.14)

                r_а 

               0,196

         V_а= ¾¾¾ =0,168 м³/с

               1,165 

    Ориентировочный диаметр рабочего колеса компрессора  

                               4×V_а

         D_2ор=     ¾¾¾¾ ,   м                                                            (12.15)

• p×F×U_2ор

 

где Ф – коэффициент  расхода.

    Принимаем Ф=0,09.

    

                                4×0,168

         D_2ор=      ¾¾¾¾¾¾ =0,087 м

                    3,14×0,09×310 

    В соответствии с ГОСТ 9658-81 выбираем ближайший  к рассчитанному D_2ор центробежный турбокомпрессор ТКР – 8,5 : диаметр рабочего колеса компрессора D₂=0,085 м. 

    Коэффициент расхода соответствующий принятому диаметру рабочего колеса

                4×V_а

         F= ¾¾¾¾¾ ,                                                                    (12.16)

             p×D₂²×U_2ор 

                  4×0,168

         F= ¾¾¾¾¾¾¾ =0,09

               3,14×0,085²×310

    Число лопаток рабочего колеса компрессора  

         Z_k =12…30                                                                           (12.17) 

    Принимаем Z_k =12. 

    Расчет  профиля рабочего колеса компрессора  

    Относительный диаметр рабочего колеса в сечении 1-1

    

      2×F²

          D_1w1min=       D_o²+    ¾¾¾ ,                                                    (12.18)

                             ³    e₁²×t₁² 

где D_o – втулочное отношение;

    e₁ – коэффициент сжатия воздушного потока;

    t₁ – коэффициент стеснения потока на входе в колесо.

     Принимаем D_o=0,2; e₁=0,88; t₁=0,9. 

    

                               2×0,09²

          D_1w1min=       0,2²+    ¾¾¾            =0,579                                              

                                   0,88²×0,9² 

    Диаметр входа в рабочее колесо 

          D₁=D₂×D_1w1min, 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 

          D_o=D₂×D_o, м                                                                          (12.21) 

         D_o=0,085×0,2=0,017 м  

    Относительный диаметр втулки колеса к диаметру на входе 

          D_o

         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      D₁²+D_o²

          D_1ср= ¾ ×    ¾¾¾ ,                                                              (12.23)

                D₂         2

    

                  1         0,05²+0,017²

          D_1ср= 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   Z_k    1-D_1ср² 
 

                     1