5. Газоотводящий корпус

Когда позволяют габариты, для снижения потерь энергии с выходной

скоростью за рабочим колесом турбины устанавливают диффузор. Повышение давления газа в диффузоре происходит за счет преобразования части кинетической энергии в потенциальную энергию давления. В этом случае давление газа за выходными кромками рабочих лопаток будет ниже давления в случае без диффузора, что позволит увеличить располагаемую работу и повысить мощность турбины.

Давление газа за турбиной с диффузором можно определить по выражению:

, (4.17)

где - скорость газа на выходе из диффузора;

и - площади проходных сечений соответственно на входе в диффузор и на выходе из него;

- КПД диффузора.

КПД кольцевых диффузоров с углами раскрытия менее 15° составляет 0,65…0,8. Незначительные углы раскрытия диффузоров позволяют исключить отрыв потока от стенок и обеспечить достаточно высокий КПД. Однако при этом существенно увеличиваются осевые размеры турбины. Увеличение угла раскрытия более 15° приводит к резкому снижению КПД диффузора, что делает его не эффективным.

Длину кольцевого диффузора можно определить по уравнению:

, (4.18)

где - средний диаметр рабочей решетки;

- длина рабочей лопатки;

- угол раскрытия диффузора;

- степень диффузорности;

.

В этом выражении: - внутренний диаметр кольцевого диффузора на выходе;

- наружный диаметр кольцевого диффузора во входном сечении.

Для турбокомпрессоров степень диффузорности целесообразно выбирать меньшей 1,6.

В большинстве турбокомпрессоров диффузор за турбиной не устанавливается.

4. Методика газодинамического расчета

ТУРБОКОМПРЕССОРА

5.1. Предварительный расчет турбокомпрессора.

Методику газодинамического расчета рассмотрим на примере проектного расчета турбокомпрессора для четырёхтактного дизеля. Исходной информацией для расчета являются:

1. Давление наддува ;

2. Расход воздуха, необходимый для наддува , или мощность дизеля ;

3. Температура газов перед турбиной ;

4. Тип турбокомпрессора;

Если вместо расхода воздуха задана мощность дизеля, то необходимо определить расход воздуха для наддува. В этом случае из паспорта двигателя необходимо выбрать следующую информацию (в случае отсутствия паспортных данных следует задаться необходимыми параметрами):

5. Удельный расход топлива

(для четырёхтактных ДВС = 0,15…0,25 кг/(кВт ч));

6. Коэффициент избытка воздуха, (можно принять =2);

7. Коэффициент продувки, (можно принять = 1,15…1,30);

8. Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива (с ориентацией на дизельное топливо примем =14,35 кг/кг);

9. Расход воздуха, необходимый для наддува:

;

10. Потери давления на входе в компрессор определяются конструкцией входного патрубка и типом воздушного фильтра. В предварительном расчете следует принять потери давления на входе в пределах: =1000…5000 Па;

11. Потери давления на выходе из компрессора определяются, в основном, сопротивлением воздухоохладителя, = 3000…6000 Па;

12. Давление воздуха перед рабочим колесом компрессора:

;

где - барометрическое давление ( = 0,1013 МПа);

13. Давление воздуха за спиральной камерой:

;

14. Степень повышения давления в компрессоре ;

15. Температура атмосферного воздуха, принять =288. К;

16. Удельная газовая постоянная воздуха, = 287,3 Дж/(кг К);

17. Показатель адиабаты воздуха, =1,4;

18. Изоэнтропийная работа сжатия в компрессоре:

;

19. КПД компрессора, принять в пределах = 0,75…0,82;

20. Действительная работа сжатия в компрессоре ;

21. Расход газа в турбине:

;

22. КПД турбины, принять в пределах = 0,76…0,84.

23. Механический КПД турбокомпрессора, принять в пределах = 0,96…0,98;

24. Изоэнтропийная работа расширения газа в турбине:

;

25. Степень понижения давления в турбине:

,

где - показатель адиабаты газа, принять =1,33;

- удельная газовая постоянная, принять = 288,4 Дж/кг. К;

26. Потеря давления в патрубке за турбиной, принять = 1000…2000 Па;

27. Давление газа за турбиной:

28. Давление газа перед турбиной:

29. Мощность компрессора

30. Мощность турбины

2. Расчет центробежного компрессора.

   1. Температура воздуха после глушителя, принимаем

   2. Коэффициент напора, Его можно принять по прототипу или выбрать из таблицы 2.

   3. Окружная скорость на наружном диаметре колеса:

4. Коэффициент расхода на входе в рабочее колесо, принимаем 0,25…0,35;

Таблица 2

Среднее значение и

, мм	ТК с безлопаточным диффузором		ТК с лопаточным диффузором
85…110 140…180 230…380 500…640	0,68…0,72 0,72…0,75 0,74…0,77 0,75…0,78	1,18…1,25 1,22…1,28 1,25…1,32 1,30…1,35	0,72…0,76 0,75…0,80 0,77…0,83 0,78…0,84	1,25…1,3 1,30…1,35 1,35…1,42 1,38…1,45

5. Меридиональная скорость на входе в рабочее колесо:

6. Температура воздуха перед колесом:

7. Показатель политропного процесса во входном устройстве, принять = 1,35…1,39;

8. Давление воздуха перед рабочим колесом:

9. Плотность воздуха на входе в колесо:

10. Площадь проходного сечения на входе в рабочее колесо:

11. Относительный внутренний входной диаметр, принять в пределах = 0,15…0,25;

12. Относительный внешний входной диаметр, принять в пределах = 0,45…0,65;

13. Наружный диаметр рабочего колеса:

.

После выполнения этого пункта, необходимо полученные

величины согласовать со значениями, представленными в таблице. Если полученные величины не попадают в указанные в таблице пределы, необходимо выполнить корректировку расчетов, начиная с пункта 19 раздела 5.1.

14. Внутренний входной диаметр:

15. Внешний входной диаметр:

16. Средний диаметр на входе в колесо:

17. Окружная скорость на среднем входном диаметре:

18. Частота вращения ротора компрессора:

19. Число лопаток колеса, принимаем 12…23;

20. Коэффициент уменьшения напора:

21. Коэффициент потерь трения диска, принимаем = 0,04…0,08;

22. КПД компрессора:

23. Толщина лопасти на входе в колесо принимаем: = 2…5 мм;

24. Угол потока на входе в колесо на среднем диаметре:

25. Угол атаки на входе в колесо, выбираем = 2…5° при = 0,25…0,30 и =

4…10° при = 0,30…035.

26. Угол установки лопасти для среднего диаметра входного сечения ;

27. Угол установки лопасти для наружного диаметра входного сечения:

где С – среднее смещение центров фрезерования образующих лопаток от оси колеса;

28. Угол установки лопасти на диаметре :

;

5.2.29. Коэффициент стеснения на входе в колесо:

5.2.30.Скорость потока на входе в колесо с учетом стеснения:

5.2.31. Коэффициент расхода на входе в колесо, принимаем = 0,9…1,0;

5.2.32. Площадь проходного сечения по горловинам входа в рабочее колесо:

5.2.33. Диаметр горловины на входе:

;

5.2.34. Угол потока на диаметре с учетом стеснения:

5.2..35. Относительная скорость на диаметре :

5.2.36. Приведенная скорость на диаметре :

5.2.37. Температура воздуха на выходе из колеса:

5.2.38. КПД колеса компрессора, принимаем = 0,88…0,93.

5.2.39. Показатель степени политропного процесса в колесе:

5.2.40. Давление на выходе из колеса:

5.2.41. Плотность воздуха на выходе из колеса:

5.2.42. Окружная составляющая скорости на выходе из рабочего колеса:

5.2.43. Радиальная составляющая скорости на выходе из рабочего колеса:

5.2.44. Абсолютная скорость на выходе из рабочего колеса:

5.2.45. Температура воздуха на выходе из колеса по параметрам торможения:

5.2.46.Энергия, подведенная к потоку в рабочем колесе:

5.2.47. Угол потока на выходе из рабочего колеса в абсолютном движении:

5.2.48. Ширина рабочего колеса на выходе:

5.2.49. Диаметр выходного сечения безлопаточного диффузора:

5.2.50. Скорость воздуха на выходе из безлопаточного диффузора:

5.2.51. Температура воздуха на выходе из безлопаточного диффузора:

5.2.52. КПД безлопаточного диффузора, принимаем = 0,6…0,8;

5.2.53. Показатель степени политропного процесса в безлопаточном диффузоре:

5.2.54. Давление воздуха за безлопаточным диффузором:

5.2.55. Плотность воздуха за безлопаточным диффузором:

5.2.56. Расходный коэффициент в безлопаточном диффузоре, принимаем = 0,9…1,1;

5.2.57. Площадь диффузора на выходе:

5.2.58. Ширина безлопаточного диффузора на выходе, принимаем = (0,9…1,1) ;

5.2.59. Угол потока на выходе из безлопаточного диффузора:

5.2.60. Число лопаток лопаточного диффузора, принимаем =13, 17, 19, 23, 29,…(ряд простых чисел);

5.2.61. Диаметр горла на входе в лопаточный диффузор:

5.2.62. Входной угол лопаточного диффузора:

5.2.63. Угол лопатки диффузора на выходе:

5.2.64. КПД лопаточного диффузора, принимаем: = 0,7…0,85;

5.2.65. Показатели степени уравнений политропного процесса в лопаточном диффузоре:

5.2.66. Ширина лопатки диффузора на выходе, принимаем , но при этом угол

раскрытия диффузора в меридиональной плоскости должен быть меньше 4…6°;

5.2.67. Степень геометрической диффузорности лопаточного диффузора, принимаем =

1,7…2,5;

5.2.68. Угол потока на выходе из лопаточного диффузора:

5.2.69. Диаметр выходного сечения лопаточного диффузора:

где = 0,95…1,0;

5.2.70. Площадь лопаточного диффузора на выходе:

5.2.71. Скорость потока на выходе из лопаточного диффузора и температура воздуха за

ним определяется из совместного решения двух уравнений:

5.2.72. Давление воздуха за лопаточным диффузором:

5.2.73. Плотность воздуха за лопаточным диффузором:

5.2.74. Радиус дуги средней линии лопатки:

5.2.75. Радиус окружности центров:

5.2.76. Расходный коэффициент в лопаточном диффузоре, принимаем = 1,0…1,05;

5.2.77. Площадь выходного сечения лопаточного диффузора по горловинам:

5.2.78. Диаметр горловины на выходе из лопаточного диффузора:

5.2.79. Средний угол раскрытия эквивалентного диффузора:

где - коэффициент загромождения диффузора на выходе, принять = 0,8…0,9;

5.2.80. КПД улитки, выбираем в пределах = 0,40…0,65;

5.2.81. Показатель степени уравнений политропного процесса в улитке:

5.2.82. Скорость потока на выходе из улитки принять:

5.2.83. Температура газа на выходе из улитки:

5.2.84. Давление газа на выходе из улитки:

5.2.85. Плотность газа на выходе из улитки:

5.2.86. Площадь проходного сечения на выходе из улитки:

5.2.87. Степень повышения давления в компрессоре:

5.2.88. Мощность компрессора на валу:

5.2.89. Погрешность расчетной степени сжатия в компрессоре:

5.2.90. Погрешность расчетной мощности компрессора:

Если погрешности превышают указанные значения, то следует выполнить корректировку расчета компрессора для получения приемлемых результатов.

2. Расчет осевой турбинной ступени.

5.3.1 Давление газа перед турбиной (см. раздел 6.1)

5.3.2. Температура газа перед турбиной, задано

5.3.3. Давление газа за турбиной (см. раздел 6.1)

5.3.4. Термодинамическая характеристика газа:

- удельная газовая постоянная = 288,4 Дж/кг К;

- показатель адиабаты: К = Х = 1,33.

5.3.5. Располагаемая работа расширения газа в ступени.

5.3.6. Степень реактивности ступени, выбираем в пределах:

= 0,4…0,5;

5.3.7. Адиабатная работа расширения в соплах:

5.3.8. Коэффициент скорости в сопловом аппарате, принимаем: = 0,94…0,97;

5.3.9. Скорость газа на выходе из сопел:

5.3.10. Угол потока на выходе из соплового аппарата, принимаем = 18…25°;

5.3.11. Давление газа за сопловым аппаратом:

5.3.12. Температура газа на выходе из сопел:

5.3.13. Удельный объем газа на выходе из сопел:

=

5.3.14. Скоростная оптимальная расчетная характеристика:

Внутренние потери энергии в турбинной ступени смещают оптимум скоростной характеристики в область меньших значений, поэтому фактическое значение оптимальной характеристики следует выбрать немного меньшим,

5.3.15. Окружная скорость на среднем диаметре:

окружная скорость не должна превышать 300…400 м / с. В некоторых случаях, по соображениям прочности, приходится занижать скорость по сравнению с оптимальной;

5.3.16. Средний диаметр соплового аппарата:

здесь частота вращения ротора n принимается из раздела 5.3;

5.3.17. Высота сопловой решетки на выходе:

5.3.18. Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо:

5.3.19. Температура газа по полным параметрам на входе в рабочую решетку:

5.3.20. Приведенная скорость:

5.3.21. Работа адиабатного расширения в рабочей решетке:

5.3.22. Скоростной коэффициент в рабочей решетке, принимаем = 0,93…0,95 при < 1 и = 0,75…0,90 при 1;

5.3.23. Угол входа на рабочие лопатки:

5.3.24. Угол потока на выходе из рабочей решетки, с целью снижения потерь энергии с выходной скоростью для степени реактивности = 0,4…0,5 рекомендуется принять

5.3.25. Скорость потока на выходе из рабочей решетки:

5.3.26. Температура газа на выходе из рабочей решетки:

5.3.27. Удельный объем газа на выходе из рабочей решетки:

5.3.28. Длина рабочей лопатки на выходе:

5.3.29. Средний диаметр рабочего колеса:

5.3.30. Отношение среднего диаметра к длине лопатки:

с целью получения приемлемых потерь энергии от веерности, должно выполнятся условие

5.3.31. Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса:

5.3.32. Скорость потока на выходе из турбинной ступени в абсолютном движении:

5.3.33. Радиальный зазор в рабочем колесе, принимаем:

5.3.34. Угол потока на выходе из рабочего колеса в абсолютном движении:

5.3.35. Окружная работа:

5.3.36. Окружные потери энергии в сопловом аппарате:

5.3.37. Окружные потери энергии в рабочем колесе:

5.3.38. Потери энергии с выходной скоростью:

5.3.39. Окружная работа (проверка п. 5.3.35.):

5.3.40. Окружной КПД турбинной ступени:

5.3.41. Коэффициент потерь энергии от утечек через радиальные зазоры, для ступеней с закрученными безбандажными лопатками целесообразно использовать формулу В.К. Гребнева:

где

5.3.42. Потери энергии от утечек через радиальные зазоры:

5.3.43. Потери энергии от трения диска, Вт:

5.3.44. Коэффициент неучтенных потерь энергии, принять:

5.3.45. Неучтенные потери энергии:

5.3.46. Внутренняя работа турбинной ступени:

5.3.47. Внутренний КПД турбинной ступени:

5.3.48. Мощность турбинной ступени:

5.3.49. Погрешность вычисления мощности турбины:

Относительная погрешность не должна превышать 5%, в противном случае следует выполнить корректировку расчета.

2. Расчет радиально – осевой турбины.

Выбор оптимальных параметров и соотношений размеров радиально – осевой турбины не имеют однозначного решения, поэтому в настоящем расчете приходится указывать широкие пределы для выбора отдельных величин и рекомендовать выполнение расчета в нескольких вариантах.

1. Давление газа перед турбиной (см. раздел 5.1)

2. Температура газа перед турбиной, задана:

3. Давление газа за турбиной:

4. Частота вращения турбины (из раздела 5.2),

5. Характеристики рабочего тела (газа):

- удельная газовая постоянная = 288,4 Дж/ кг К;

- показатель адиабаты K = 1,33;

5.4.6. Адиабатная работа расширения:

5.4.7. Скорость, эквивалентная адиабатной работе газа:

5.4.8. Расчетная характеристика турбинной ступени, принимаем:

= 0,65…0,7;

5.4.9. Окружная скорость рабочего колеса на входе:

при выборе  проверяют окружную скорость на периферии колеса, которая не должна превышать 500 м/с.

5.4.10. Диаметр колеса на периферии (на входе):

5.4.11. Минимальный диаметр втулки колеса:

5.4.12. Осевая составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса:

5.4.13. Угол абсолютной скорости потока на выходе из рабочего колеса, принимаем:

5.4.14. Окружной КПД турбинной ступени, принимаем:

5.4.15. Приведенная скорость, определенная по адиабатному перепаду на ступень:

5.4.16. Температура газа на выходе из рабочего колеса:

5.4.17. Площадь выходного сечения колеса:

5.4.18. Наружный диаметр на выходе:

5.4.19. Средний диаметр колеса на выходе:

5.4.20. Отношение диаметров:

Величина должна быть меньше 0,8. В противном случае затрудняется меридиональное профилирование колеса с малыми потерями. Для уменьшения следует выбирать большие значения .

5.4.21. Окружная скорость на выходе из рабочего колеса:

5.4.22. Угол потока в относительном движении на выходе из колеса:

5.4.23. Скорость потока в относительном движении на выходе из рабочего колеса:

5.4.24. Минимальная степень реактивности:

5.4.25. Расчетная степень реактивности:

5.4.26. Адиабатная работа расширения в соплах:

5.4.27. Коэффициент скорости в соплах, принимаем:

5.4.28. Скорость газа на выходе из сопел:

5.4.29. Температура газа за сопловым аппаратом:

5.4.30. Давление газа за сопловым аппаратом:

5.4.31. Удельный объем на выходе из сопел:

5.4.32. Угол потока на выходе из соплового аппарата, принимаем = 12…20°.

Угол выбирают таким образом, чтобы угол составлял 80…100°. Геометрический угол в этом случае принимается равным 90°. Оптимальная относительная высота канала находится в пределах 0,07…0,1 и минимально допустимая высота равна 3…4 мм. Если в результате расчета при = 12° высота получается меньше 3 мм, то расчет повторяют, задаваясь новым значением , равным 0,5…0,6. В этом случае, при заданном , уменьшается и и увеличивается . В крайнем случае вводят парциальность.

5.4.33. Длина сопловой лопатки на выходе:

5.4.34. Относительная скорость потока на входе в рабочее колесо:

5.4.35. Температура потока, заторможенного на входе в рабочую решетку:

5.4.36. Приведенная скорость:

5.4.37. Угол входа потока в рабочее колесо:

5.4.38. Адиабатная работа расширения в рабочем колесе:

5.4.39. Коэффициент скорости в рабочем колесе, принимаем:

= 0,78…0,98;

5.4.40. Относительная скорость потока на выходе из рабочего колеса (проверка п. 5.4.23.)

Необходимо, чтобы выполнялось условие , т.к. в противном случае канал в рабочем колесе будет диффузорным, что неблагоприятно скажется на КПД.

5.4.41. Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса:

5.4.42. Абсолютная скорость потока на выходе из рабочего колеса:

5.4.43. Потери энергии с выходной скоростью:

5.4.44. Окружные потери энергии в сопловом аппарате:

5.4.45. Окружные потери энергии в рабочем колесе:

5.4.46. Угол потока на выходе из турбинной ступени:

5.4.47. Окружная работа ступени:

5.4.48. Окружной КПД турбинной ступени:

5.4.49. Угловая скорость колеса:

5.4.50. Коэффициент динамической вязкости газа (при температуре );

5.4.51. Критерий Рейнольдса:

где - плотность газа на выходе из соплового аппарата;

5.4.52. Коэффициент трения диска колеса с корпусом со стороны картера:

5.4.53. Коэффициент трения в осевом зазоре между корпусом и покрывным диском:

- для полузакрытого колеса:

где - угол поворота потока в рабочем колесе в меридиональной плоскости;

- для закрытого колеса:

5.4.54. Коэффициент дисковых потерь:

5.4.55. Зазор между корпусом и рабочим колесом:

5.4.56. Коэффициент потерь от утечек:

5.4.57. Внутренний КПД турбины:

5.4.58. Радиальный зазор между сопловым аппаратом и рабочим колесом:

5.4.59. Мощность турбины:

Расхождение между мощностью турбины, определенной в этом разделе и предварительном расчете не должно превышать 5%.

2. Расчет закрутки лопаток осевой турбинной ступени.

По высоте лопатки намечают ряд поперечных сечений, в которых производят расчет параметров профиля и его построение. Крайними являются обычно сечения, отстоящие на 2…4 мм от радиальных границ потока, так как профильная часть (перо) лопатки переходит в замковую часть с большим радиусом закругления, а на периферии лопатка часто заостряется. Расстояние между крайними сечениями делят обычно на четыре части, и для этих сечений на основе расчета строят профили лопатки по той или иной методике. Расчет закрутки лопатки выполняется после окончания газодинамического расчета. Ниже приводится методика расчета параметров турбинной ступени для расчетных сечений при закрутке по закону постоянства циркуляции.

1. Радиус расчетного сечения ,

- корневого:

- периферийного:

2. Относительный радиус сечения:

где - радиус среднего сечения проточной части (далее все параметры среднего сечения обозначаются индексом “cp” и принимаются из газодинамического расчета ступени);

4. Окружная скорость в расчетном сечении:

5.5.4. Окружная составляющая абсолютной скорости:

5.5.5. Угол выхода потока из соплового аппарата:

5.5.6. Абсолютная скорость на выходе из соплового аппарата:

5.5.7. Угол входа потока на рабочие лопатки в относительном движении:

5.5.8. Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса:

5.5.9. Угол потока в абсолютном движении на выходе из рабочего колеса:

5.5.10. Абсолютная скорость потока на выходе из турбинной ступени:

5.5.11. Угол выхода потока из рабочего колеса в относительном движении:

5.5.12. Давление газа за сопловым аппаратом:

5.5.13. Работа расширения в сопловом аппарате:

5.5.14. Температура газа на выходе из соплового аппарата:

5.5.15. Работа расширения в рабочем колесе по статическим параметрам:

5.5.16. Относительная скорость выхода газа из рабочих лопаток:

5.5.17. Степень реактивности турбинной ступени:

Вычисление скоростей и углов потока проверяются построением треугольников скоростей в расчетных сечениях.

ВЫБОР ПРОФИЛЕЙ

Выбор профилей направляющих и работающих лопаток базируется на существующих нормалях н налаженности производства лопаток на конкретном предприятии.

Для цилиндрических лопаток профиль подбирается из числа нормализованных по условиям работы лопаточного аппарата на среднем диаметре. Для лопаток переменного сечения в основу профилирования закладывают хорошо изученный нормализованный профиль, из которого создают произвольные профили в других сечениях. Как правило, в направляющих аппаратах нормализованный профиль принимают для среднего сечения, а для рабочих лопаток - для корневого.

Подбор профилей облопатывания имеет некоторое различие для аппаратов, отличающихся условиями работы н назначением. Для турбин, работающих, в основном, на одном режиме 100% нагрузки, подбор профилей направляющих н рабочих лопаток из числа нормализованных производится по углу выхода потока , углу набегания потока и требуемой ширине Вн(В_р) по данным расчета. При выборе профиля рабочей лопатки по углам B1 и B₂ допускается наличие угла атаки , который на основном расчетном режиме желательно иметь положительным и небольшим по величине (до 3...5⁰).

Для лопаток переменного сечения геометрия решетки в корневом сечении (B1 и B₂ и др.) устанавливается из расчета параметров пространственного потока.

Профили лопаток для турбинных решеток с большой степенью реактивности - сопловые лопатки активных турбин, направляющие и рабочие лопатки реактивных турбин (сильно конфузорные каналы) подбираются из числа профилей типа..С (Н). Эти профили имеют входной угол . Подбор их производят по необходимому углу выхода потока и ширине профиля Вн(В_р) по зависимости при различных значениях угла установки профиля Р_Е.

Лопатки, подобранные из профилей типа С(Н) малочувствительны к углу атаки вследствие их высоко аэродинамического совершенства. С учетом малых скоростей набегания потока углы атаки на основных расчетных режимах можно допускать до 10°, а иногда н более.

Профили лопаток для турбинных решеток с малой степенью реактивности - рабочие лопатки активных турбин (слабоконфузорные каналы) - подбираются из числа профилей типа Р. По углам В1 и В2 и принятой ширине профиля В подбирается по нормам ближайший подходящий профиль. Для ориентировки при выборе профиля следует знать, что каждый профиль нормали наиболее пригоден для вполне определенных углов В1 и В2. Допускается поворот профиля в некотором диапазоне изменения угла установки В. Поворотом .профиля приходится пользоваться, если невозможно получить. нужный угол , за счет выбора соответствующего шагового отношения t/b. При выборе t/b н Вb следует иметь ввиду условия работы профиля в решетке на основном и других возможных режимах, то есть профиль в решетке не должен сильно реагировать на изменения угла входа B2(a0) в диапазоне возможных режимов (U/C₀) по профильным потерям и по углу B2.

По данным исследований, с изменением угла Bb приведенные в нормалях и атласах профили дают изменение эффективного угла выхода потока B₂эф(а₁ эф), равное . В результате поворота профиля несколько меняется осевая ширина В при неизменном значении хорды b и других геометрических параметров профиля.

Ширина профиля В определяет прочностные и вибрационные характеристики облопатывання, поэтому ее следует установить сразу после того, как будет известна нагрузка по данным теплового расчета. С точки зрения аэродинамики для уменьшения концевых потерь энергии целесообразно увеличивать до определенного предела отношения 1_Н/b, однако до такого значения, чтобы не наступило заметного увеличения профильных потерь при снижении числа Re н потерь от сопутствующих явлении в результате изменений:

• неоднородности потока на входе в решетку под влиянием силовых ребер;

• относительной величины осевого зазора в ступени S/b;

• неоднородности потока в осевом зазоре между направляющим к рабочим аппаратами под влиянием изменения числа сопловых лопаток; -

• относительной шероховатости поверхности лопаток;

- формы профиля, так как пропорциональное уменьшение толщины выходной кромки с уменьшением о не всегда возможно. Выбор ширины профиля рабочей лопатки следует увязывать с прочностными и вибрационными характеристиками лопатки. Подбор профиля можно производить. по таблице, которая составлена о использованием атласа профилей решеток осевых турбин.

Некоторые характеристики профи лей. Обозначение профилей	?		, град.	град.	опт				b .см		f, см		Imin см4	Wmin , см3
1		2	3	4	5			6	7		8		9	10
С-90-09А		36	8-11	70-120	0,72-0,85			до 0,90	6,06		3,45		0,416	0,471
С-90-12А		39	10-14	70-120	0,72-0,87			до 0,85	6,25		4,09		0,591.	0,575
С-90-15А		42	13-17	70-120	0,70-0,85			до 0,85	5,15		3,3		0,36	0,45
С-90-18А		44	16-20	70-120	0,70-0,80			до 0,85	4,71		2,72		0,243	0,333
С-90-22А		46	20-24	70-120	0,70-0,80			до 0,90	4,5		2,35		0,167	0,265
С-90-27А		48	24-30	70-120	0,65-0,75			до 0,90	4,5		2,03		0,116	0,195
С-90-ЗЗА		48	30-36	70-120	0,62-0,75			до 0,90	4,5		1,84		0,090	0,163
С-90-38А		48	35-42	70-120	0,60-0,73			до 0,90	4,5		1,75		0,081	0,141
С-55-15А		42	12-18	45-75	0,72-0,87			до 0,90	4,5		4,41		1,195	0,912
С-55-20А		45	17-23	45-75	0,70-0,85			до 0,90	4,5		2,15		0,273	0,275
С-45-25А		48	21-28	35-65	0,60-0,75			до 0,90	4,58		3,30		0,703	0,536
С-60-30А		50	27-34	45-85	0,52-0,70			до 0,90	3,46		1,49		0,118	0,154
С-65-20А		45	17-23	45-85	0,60-0,70			до 0,90	4,5		2,26		0,338	0,348
С-70-25А		47	22-28	55-90	0,50-0,67			до 0,90	4,5		1,89		0,242	0,235
С-90-12Б		39	10-14	70-120	0,72-0,87			0,85-1,15	5,66		3,31		0,388	0,420
С-90-15Б		42	13-17	70-120	0,70-0,85			0,85-1,15	5,2		3,21		0,326	0,413
С-90-12Р		39	10-14	70-120	0,58-0,68			1,4-1,8	4,09		2,30		0,237	0,324
С-90-15Р		42	13-17	70-120	0,55-0,65			1,4-1,7	4,2		2,00		0,153	0,238
Р-23-14А		41	12-16	20-30	0,60-0,75			до 0,95	2,59		2,44		0,43	0,39
Р-26-17А		43	15-19	23-35	0,60-0,70			до 0,95	2,57		2,07		0,215	0,225
Р-30-21А		43	19-24	25-40	0,58-0,68			до 0,90	2,56		1,85		0,205	0,234
Р-35-25А		43	22-28	30-50	0,55-0,65			до 0,85	2,54.		1,62		0,131	0,168
Р-46-29А		43	25-32	44-60	0,45-0,58			до 0,85	2,56		1,22		0,071	0,112
Р-60-ЗЗаГ		43	30-36	47-65	0,43-0,55			до 0,85	2,56		1,02		0,044	0,079
P-60-38A		43	35-42	55-75	0,41-0,51			до 0,85	2,61		0,76		0.018	0,035
Р-23-14Ак		43	12-16	20-30	0,60-0,75			до 0,95	2,59		2,35		0,387	0,331
Р-26-17Ак		43	15-19	23-45	0,60-0,70			до 0,95	2,57		1,81		0,152	0,165
Р-27-17Б		43	15-19	23-45	0,57-0,65			0,8-1,15	2,54		2.06		0,296	0,296
Р-27-17БК		43	15-19	23-45	0,57-0,68			0,85-1,15	2,54		1,79		0,216	0,216
Р-30-21Б		43	19-24	25-40	0,55-0,65			0,85-1,10	2,01		1,11		0,073	0,101
Р-35-25Б		43	22-28	30-50	0,55-0,65			0,85-1,10	2,52		1,51		0,216	0,159
P-21-18P		43	16-20	19-24	0,60-0,70			1,3-1,6	2,0		1,16		0,118	0,142
Р-25-22Р		43	20-24	23-27		0,54-0,67	1,35-1,6		2,0	0,99		0,084			0,200

Некоторые характеристики профилей МЭИ.

Обозн. проф.	, град.	0расч, 1расч град.	опт	Mltoпт, M2toпт	B1,b2 см	f, см	I	Wmin , см3	В
С-90-09А С-90-12А С-90-15А С-90-18А	9-11 10-14 13-17 16-20	70-120 70-120 70-120 70-120	0,72-0,85 0,72-0,87 0,70-0,85 0,70-0,80	до 0,90 до 0,85 до 0,85 до 0,85	6,06 6,25 5,15 4,71	3,45 4,09 3,30 2,72	0,416 0,591 0,36 0,243	0,471 0,575 0,45 0,333	2,94 3,40 3,08 3,14
С-90-22А С-90-27А С-90-ЗЗА С-90-38А	20-24 24-30 30-36 35-42	70-120 70-120 70-120 70-120	0,70-0,80 0,65-0,75 0,62-0,75 0,60-0,73	до 0,90 до 0,90 до 0,90 до 0,90	4,5 4,5 4,5 4,5	2,35 2,03 1,84 1,75	0,167 0,116 0,090 0,081	0,265 0,195 0,163 0,141	3,13 3,28 3,56 4,0
С-55-15А С-55-20А С-45-25А С-60-30А	12-18 17-23 21-28 27-34	45-75 45-75 35-65 45-85	0,72-0,87 0,70-0,85 0,60-0,75 0,52-0,70	до 0,90 до 0,90 до 0,90 до 0,90	4,5 4,15 4,58 3,46	4,41 2,15 3,30 1,49	1,195 0,273 0,703 0,118	0,912 0,275 0,536 0,154	3,3 3,5 4,0 3,3
С-65-20А С-70-25А С-90-12Б С-90-15Б	17-23 22-28 10-14 13-17	45-85 55-90 70-120 70-120	0,60-0,70 0,50-0,67 0,72-0,87 0,70-0,85	до 0,90 до 0,90 0,85-1,15 0,85-1,15	4,5 4,5 5,66 5,2	2,26 1,89 3,31 3,21	0,338 0,242 0,388 0,326	0,348 0,235 0,420 0,413	3,5 3,6 3,1 3,99
С-90-12Р С-90-15Р Р-23-14А Р-26-17А	10-14 13-17 12-16 15-19	70-120 70-120 20-30 23-35	0,58-0,68 0,55-0,65 0,60-0,75 0,60-0,70	1,4-1,8 1,4-1,7 до 0,95 до 0,95	4,09 4,2 2,59 2,57	2,30 2,00 2,44 2,07	0,237 0,153 0,43 0,215	0,324 0,238 0,39 0,225	2,67 2,6 2,5 2,5
Р-30-21А Р-35-25А Р-46-29А Р-60-ЗЗА	19-24 22-28 25-32 30-36	25-40 30-50 44-60 47-65	0,58-0,68 0,55-0,65 0,45-0,58 0,43-0,55	до 0,90 до 0,85 до 0,85 до 0,85	2,56 2,54 2,56 2,56	1,85 1,62 1,22 1,02	0,205 0,131 0,071 0,044	0,234 0,168 0,112 0,079	2,5 2,5 2,5 2,5
Р-60-38А Р-23-14Ак Р-26-17Ак Р-27-17Б	35-42 12-16 15-19 15-19	55-75. 20-30 23-45 23-45	0,41-0,51 0,60-0,75 0,60-0,70 0,57-0,65	до 0,85 до 0,95 до 0,95 0,8-1,15	2,61 2,59 2,57 2,54	0,76 2,35 1,81 2,06	0,018 0,387 0,152 0,296	0,035 0,331 0,165 0,296	2,5 2,5 2,5 2,5
Р-27-17Бк Р-30-12Б Р-35-25Б Р-21-18Р Р-25-22Р	15-19 19-24 22-28 16-20 20-24	23-45 25-40 30-50 19-24 23-27	0,57-0,68 0,55-0,65 0,55-0,65 0,60-0,70 0,54-0,67	0,85-1,15 0,85-1,10 0,85-1,10 1,3-1,6 1,35-1,6	2,54 2,01 2,51 2,0 2,0	1,79 1,11 1,51 1,16 0,99	0,216 0,073 0,126 0,118 0,084	0,216 0,101 0,159 0,142 0,100	2,5 1,98 2,5 2,0 2,0

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

14. Абианц В.Х. Теория авиационных газовых турбин. – М.: Машиностроение, 1979.- 246

с.

13. Биржаков М.Б., Литинецкий В.В. Радиально-осевые ступени мощных турбин.- Л.:

Машиностроение, 1983.- 219 с.

3. Байков Б.П., Бордуков В.Г., Иванов П.В. и др. Турбокомпрессоры для наддува

дизелей. Справочное пособие.- Л.: Машиностроение, 1975.- 200с.

1. Ванштейдт В.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. – Л.: Судпромгиз, 1962.

2. Ванштейдт В.А. и др. Дизели. Справочник.- Л.: Машиностроение, 1969. – 600с.

8. Дьяченко Н.Х. и др. Теория двигателей внутреннего сгорания. – Л.: Машиностроение,

1974. – 552.

11. Ден Г.Н. Механика потока в центробежных компрессорах. – Л.: Машиностроение,

1973.- 270 с.

6. Жирицкий Г.С., Локай В.Н., Максутова М.К., Стрункин В.Л. Газовые турбины

двигателей летательных аппаратов.- М.: Машиностроение, 1971.- 620 с.

5. Зайцев В.И., Грицай Л.Л., Моисеев А.А. Судовые паровые и газовые турбины.- М.:

Транспорт, 1981.- 312 с.

4. Курзон А.Г. Теория судовых паровых и газовых турбин.- Л.: Судостроение, 1970.-

592 с.

7. Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины.- Л.: Машиностроение, 1981.- 351 с.

9. Хандов З.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. – М.: Транспорт, 1969. – 304 с.

10. Бухарин Н.Н., Распутнис А.И. Исследование канально-лопаточных диффузоров

центробежных компрессоров. – Энергомашиностроение, 1965, №8, с. 1-5.

12. Кириллов И.И. Теория турбомашин. – Л.: Машиностроение, 1972. -536 с.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение…………………………………………………………………………………………3

1. Энергетический баланс турбокомпрессора……………………………………………….7

2. Требования, предъявляемые к турбокомпрессору, обусловленные двигателем……….10

3. Особенности проектирования элементов центробежного компрессора………………..14

3.1. Входное устройство компрессора……………………………………………..14

3.2. Рабочее колесо компрессора…………………………………………………...17

3.3 Диффузоры…………………………………………………………………….....20

3.4. Спиральная камера………………………………………………………….......22

4. Особенности проектирования элементов осевой газовой турбины…………………....24

4.1. Газоподводящий корпус…………………………………………………….......24

4.2. Коэффициент полезного действия турбины………………………………....25

4.3. Лопатки сопловых и рабочих решеток осевых турбин……………………28

4.4. Решетки лопаток радиально-осевых турбин………………………………....31

4.5. Газоподводящий корпус………………………………………………………...34

5. Методика газодинамического расчета турбокомпрессора ……………………………...36

5.1. Предварительный расчет турбокомпрессора………………………………….36

5.2. Расчет центробежного компрессора…………………………………………...38

5.3. Расчет осевой турбинной ступени…………………………………………….49

5.4. Расчет радиально-осевой турбины…………………………………………….55

5.5 Расчет закрутки лопаток осевой турбинной ступени……………………….63

Список использованной литературы………………………………………………………......67