Материал: 2410

В современных компрессорах некоторые заводы-изготовители применяют колеса с радиальными лопатками, но с загнутыми на выходе назад (против вращения). Значение абсолютной скорости снижается на 5–10%, но увеличивается КПД в результате снижения потерь

духа перемещаются от центра к периферии (окраине). На выходе из колеса скорость молекул достигает значения C2 (рис. 10.5). В межло-

паточных каналах, за счет их расширения, кинетическая энергия переходит в энергию давления. ополнительно скорость воздуха

Рис. 10.5. Окружная U2, относительная W2 и абсолютная С2 скорости на выходе из колеса компрессора

10.14. Температура воздуха на выходе из колеса увеличивается в результате торможения газа в расширяющихся каналах

µ C2

T2 =T1 + 2 c 2 , (10.19)

p

161

где µ = 0,8 −0,9 – коэффициент, учитывающий потери энергии в ре-

зультате перетекания воздуха из линии нагнетания в линию всасывания и вихреобразования в каналах колеса.

В результате расширения каналов диффузора (см. рис. 10.3) от сечений 2-2 до 3-3) и улитки от сечений 3-3 до 4-4) скорость воздуха снижается. При полном торможении потока газа, который перемещался, например, со скоростью 400 м/с, температура повышается на 80 0С. Давление и плотность воздуха на выходе из колеса уточняют, используя выражение (10.17).

10.15. Турбокомпрессоры могут иметь диффузоры лопаточные или щелевые (безлопаточные). В диффузоре энергия к потоку газа не подводится. За счет торможения потока в расширяющих каналах происходит преобразование кинетической энергии в энергию давления. Внутренний диаметр диффузора примерно равен наружному диаметру колеса компрессора D2К. Наружный диаметр диффузора D3 выбирается из соотношения (1,3 − 1,5)D2К. Площадь на выходе из щелевого

Из диффузора поток поступает в воздухосборник, который служит для сбора воздуха и подвода его с минимальными потерями энергии к впускному трубопроводу двигателя. В воздухосборнике, так же как и в диффузоре, происходит дальнейшее замедление скорости потока и увеличение статического давления. Выбор типа воздухосборника зависит в основном от условий компоновки турбокомпрессора на двигателе.

10.18. Площадь выхода из улитки (спиральной камеры) считают равной примерно площади входа в патрубок компрессора. Газ со скоростью С3 поступает в улитку (воздухосборник), и его скорость сни-

162

жается до значения С4 в результате расширения канала. Площадь сечения на выходе из улитки определяется по чертежу или в первом приближении принимается равной 1,1−1,3 от площади выходного сечения диффузора. Используя уравнение постоянства расходов, находят скорость на выходе из улитки компрессора, затем температуру, давление и плотность.

Рис. 10.6. Схема улитки центробежного компрессора

Угол φ отсчитывается от начального сечения улитки до полного разворота (0 – 3600). Наружный диаметр колеса компрессора обозна-

163

чен через D2К. Диаметр патрубка на входе в колесо центробежного компрессора равен D1 = (0,57 – 0,63) D2К. Наружный диаметр диффузора D3 диф выбирается из соотношения (1,3 − 1,5)D2К. Сечение 0–0 характеризует наибольшую площадь улитки. Далее сечение улитки переходит в расширяющийся патрубок. Его длина обозначена как Lп, а диаметр патрубка на выходе обозначен через Dп. вых.

Приближенно проходные сечения улитки компрессора можно определить по табл. 10.1, в которой указаны изменения площади улитки Fφ от угла φ. Величина Fφ приведена при изменении угла φ от 0 до 3600 (до значения площади в сечении 0–0, на выходе из улитки) [38]. Зависимость площади улитки от угла φ линейная и может быть представлена в виде уравнения прямой линии.

Из технологических соображений площадь начального сечения улитки (φ от 0 до 400) необходимо увеличивать по сравнению с рас-

При высокой температуре Т4 целесообразна установка охлади-

теля типа «воздух − воздух» или «воздух − жидкость». Температура воздуха, выходящего из холодильника, должна быть не выше 40 0С при температуре окружающего воздуха не выше плюс 25 0С. В каче-

стве охлаждающей жидкости может быть использовано топливо, жидкость из системы охлаждения или воздух. Снижение температуры наддувочного воздуха при впуске в ДВС на 100 повышает мощность двигателя на 2% и уменьшает расход топлива на 1%.

10.19. Действительную удельную работу, затраченную на вса-

сывание, сжатие и нагнетание воздуха в компрессоре, адиабатный КПД, рассчитывают, используя формулы

164

Расчет компрессора и выбор его конструктивных параметров считается правильным, если адиабатный КПД, подсчитанный по формуле (10.25), не ниже 0,75 − 0,85. Адиабатный КПД характеризует совершенство проточной части компрессора.

10.2. Расчёт радиально-осевой турбины

При расчёте турбины определяются следующие величины: расход газа через турбину, наружный и средний диаметры колеса турбины на выходе, располагаемый перепад энтальпии, давление газа перед турбиной, окружной, внутренний и эффективный КПД турбины,

плового расчета двигателя и расчетныеДданные компрессора. Турби-

на должна обеспечить необходимую частоту вращения компрессора и его мощность.

ТемператураСгазов перед турбиной T0 =850 −950 K и давление газов на входе в турбину PT = PK , за турбиной ρ2 =0,11 −0,12МПа.

10.21. Расход газа через турбину примерно на 3 % больше расхода воздуха через компрессор в результате подачи топлива и его сгорания в цилиндрах двигателя.

Наружный диаметр колеса турбины принимаем равным диа-

метру колеса компрессора D1T = D2 K . Поэтому окружные скорости

на входе в колесо турбины и выходе из колеса компрессора будут равны U1T =U2 K . Частота вращения колеса компрессора равна час-

165