Материал: 2120
1*
2*
3*
Сад
Рис. 2.5. План скоростей на входе (точка 1) в колесо турбины
ивыходе (точка 2):
С– абсолютная скорость; W – относительная скорость; U − окружная скорость
Турбина работает за счет кинетической энергии (скорости) выхлопных газов двигателя. Поступая на криволинейные лопатки колеса турбины 3*, поток газа обтекает их, меняет направление движения, создавая силу. Сила действует на плечо, образуя крутящий момент. В результате этого колеса турбины и компрессора приводятся во вращательное движение.
На рис. 2.5 показан план скоростей на входе в колесо (точка 1) и выходе из него (точка 2). Газ выходит из колеса по среднему диаметру (расчетный вектор скорости).
Сопловый аппарат турбины неподвижный, поэтому в нем не совершается работа. Теплообмен с внешней средой за короткий промежуток времени очень мал и им пренебрегают (процесс считают адиабатным).
На рис. 2.6 приведен разрез турбины, из анализа которого видны улитка, сопловый аппарат с лопатками и рабочее колесо.
66
Рис. 2.6. Разрез турбины
Уравнение энергии для входного и выходного каналов соплового аппарата турбины (конфузора) примет вид
|
W |
2 |
|
|
W |
2 |
|
|
СР Т1 |
1 |
СР Т |
2 |
2 |
, |
(2.24) |
||
|
|
|||||||
|
2 |
|
|
|
2 |
|
|
|
где Т и W – температура и скорость газа в каналах соплового аппарата.
Предположим, что энергия скорости на выходе из соплового аппарата W2 полностью преобразуется (тормозится) и переходит в энергию давления.
Тогда уравнение (2.24) можно записать в виде
CP T1 T2 W2 .
2
Обозначив CP T1 T2 через перепад энтальпии HT , а скорость W через адиабатную скорость истечения САД, получим
CАД |
2 HT . |
(2.25) |
Средний диаметр на выходе из турбины делит площадь на две
67
|
|
|
|
D |
|
|
D2T 0,7 0,8 D1T , где |
равные части: |
Dcp 0,7D2T ; |
|
|
cp |
|
; |
|
|
|||||||
Rcp |
2 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
D2T – наружный диаметр колеса турбины на выходе. Угол выхода |
|||||||
газа из соплового аппарата 1 лежит в пределах 15 – 25о. |
адиабатной |
|||||
Радиальная и окружная составляющие абсолютной |
||||||
скорости на входе в колесо |
|
|
|
|
||
|
САД.R САД sin 1; |
|
||||
|
САД.U САД cos 1. |
(2.26) |
||||
На выходе из рабочего колеса температуру газов принимают |
||||||
T2 0,8 0,9 T0 |
(T0 – температура газа на входе в турбину). |
|||||
Ширина лопаток на входе в колесо турбины находится из выра- |
||||||
жения |
b1 |
|
MT |
|
. |
|
D |
C |
|
|
|||
|
|
1T |
1 |
АД.R |
|
|
Полезная работа 1кг газа на лопатках колеса (Дж/кг):
LU U1T CАД.U Ucp Ccp , |
(2.27) |
где U1Т – окружная скорость на входе в колесо турбины, при равенстве наружных диаметров колес турбины и компрессора U1T U1K ;
Uср – окружная скорость на среднем диаметре выхода газа из турбины, Ucp Rcp ; Сср – скорость выхода газа на среднем диаметре (выход-
ная скорость газа из турбины 50 − 100 м/с).
Выражение (2.27) получено на основе импульса силы (количест-
ва движения) |
|
F t m C1 C2 . |
(2.28) |
Разделив левую и правую части уравнения (2.28) на время t, получим
F M C1 C2 , |
(2.29) |
где F – сила, действующая на лопатки колеса, Н; М – массовый расход газа, кг/с; С1 и С2 – абсолютные скорости на входе в колесо турбины и выходе из него, м/с.
Окружная сила Fu , вращающая колесо турбины, находится из
68
выражения
Fu M C1u C2u , |
(2.30) |
где C1u и C2u – окружные составляющие абсолютной скорости на входе и выходе из колеса.
Мощность
N Fu u, |
(2.31) |
где u – окружная скорость, м/с, u = ω ∙R .
Работа 1 кг газа на участке от входа до выхода из колеса турбины (работа, затраченная на вращение колеса, окружная работа)
N
Lu M ;
Lu U1T C1u U2T C2u U1T C1 cos 1 U2T C2 cos 2 , (2.32)
где 2 – угол выхода газа из колеса турбины или угол между векторами окружной и абсолютной скоростей на выходе (85 – 95о).
Окружной КПД турбины оценивает эффективность работы газа на колесе без учета потерь энергии, равен 0,8 − 0,9.
0 |
|
Lu |
. |
(2.33) |
|
||||
|
|
HT |
|
|
Внутренний КПД турбины есть отношение полезной работы к затраченной (с учетом всех потерь). Он достигает 0,7 − 0,8. К потерям энергии следует отнести потери, связанные с перетеканием газа через зазоры между колесом турбины и корпусом, а также потери на вихреобразование и трение в каналах колеса. Потери энергии в колесе составляют примерно 10% от работы газа на колесе турбины Lu.
Внутренний КПД турбины
B |
|
0,9Lи |
. |
(2.34) |
|
||||
|
|
HT |
|
|
Эффективный КПД турбины (полный) достигает 0,7 − 0,8 и определяется из выражения
Т В М , |
(2.35) |
69
где М – механический КПД, учитывает потери энергии на трение в подшипниках скольжения, равен 0,96 − 0,98.
Мощность на валу турбины, кВт,
NT |
|
HT MT T |
. |
(2.36) |
|
||||
|
1000 |
|
|
|
Мощность турбины должна быть равна мощности компрессора (допускается расхождение не более 5%).
Общий КПД турбокомпрессора достигает значения 0,5–0,6 и
находится по формуле
об ад Т . |
(2.37) |
Более подробно методика расчета колеса компрессора и турбины приведена в работе [2].
Определив основные размеры колеса компрессора и турбины, соплового аппарата компрессора (диффузора) и турбины, КПД, выбрав схему подвода газа к турбине и автоматическое регулирование, заводизготовитель, выбирают марку турбокомпрессора, проводят испытание (доводку) на двигателе и внедряют в производство.
Турбокомпрессоры ТКР-5,5 выпускаются с регулирующим клапаном, что позволяет изменять мощность на валу турбины путем перепуска газов мимо рабочего колеса [2].
Наряду с отечественными турбокомпрессорами в двигателях применяют и зарубежные. Из зарубежных представляют интерес турбокомпрессоры фирмы ККК (Kuhnle, Kopp Kausch – Германия, Франция, США). Фирма выпускает ряд турбокомпрессоров (К0, К1, К2, К3, К4, К5) с подачей воздуха от 0,02 до 2 кг/с и степенью повышения давления от 1,5 до 4 для двигателей мощностью от 20 до 1000 кВт. Турбокомпрессоры имеют высокий КПД и автоматическую систему регулирования. Широкое применение получили системы с перепуском газа мимо турбины.
В табл. 2.1 приведены технические характеристики отечественных турбокомпрессоров (компрессора и турбины).
70