Основные сведения о системе газотурбинного наддува (стр. 6 из 6)

Принимаем D₄=0,8 м.

D₄=0,09×0,8=0,072 м

Диаметр втулки

D_вт=D₃×D_вт, м (12.136)

где D_вт – относительный диаметр соплового аппарата

Принимаем D_вт =0,28

D_вт=0,09×0,28=0,025 м

Средний диаметр колеса на выходе

D_ср=Ö (D₄²+D_вт²)/2, м (12.137)

D_ср=Ö (0,072²+0,025²)/2=0,054 м

Относительный средний диаметр колеса на выходе

D_ср=D_ср/D₃, м (12.138)

D_ср=0,054/0,072 =0,75 м

Относительная средняя скорость газа на выходе из рабочего колеса

W₂=y×Ö W₁^’2+2×L_рк-U₁²(1- D_ср ²), м/с (12.139)

где y – коэффициент скорости.

Принимаем y=0,92.

W₂=0,92×Ö 143²+2×61982-340²(1-0,75²)=306 м/с

Температура газов на выходе из рабочего колеса

W₂²

T₄=T₃- ¾¾¾¾¾¾ , К (12.140)

2×R_г×k_г/(k_г-1)

306²

T₄= - ¾¾¾¾¾¾¾¾ =708 К

2×289×1,34/(1,34-1)

Плотность газов на выходе из рабочего колеса

P₄×10⁶

r₄= ¾¾¾ , кг/м³ (12.141)

R_г×T₄

0,104×10⁶

r₄= ¾¾¾¾¾ =0,508 кг/м³

289×708

Площадь проходного сечения на выходе потока из рабочего колеса

F₄=p×(D₄²-D_вт²)/4, м² (12.142)

F₄=3,14×(0,072²-0,025²)/4=3,58×10^{-3 м2}

Угол выхода потока из рабочего колеса

b₂=arcsin(G_r^’/(W₂×F₄×r₄)), ° (12.143)

b₂=arcsin(0,199/(306×3,58×10^-3×0,508))=20,95°

Окружная скорость на среднем диаметре выходного сечения

U₂=U₁×(D_ср/D₃), м/с (12.144)

U₂=340×(0,054/0,09)=204 м/с

Окружная составляющая абсолютной скорости газов на выходе из рабочего колеса

C_2u=W₂×cos b₂-U₂, м/с (12.145)

C_2u=306×cos 20,95°-204=81,8 м/с

Осевая составляющая абсолютной скорости газов на выходе из рабочего колеса

C_2r =W₂×sin b₂, м/с (12.146)

C_2r =306×sin 20,95°=109 м/с

Абсолютная скорость газового потока на выходе из рабочего колеса

C₂=Ö C_2u²+C_2r², м/с (12.147)

C₂=Ö 81,8²+109²=136,6 м/с

Работа газа на колесе турбины

L_ти=U₁×C_1u^’-U₂×C_2u, Дж/кг (12.148)

L_ти=340×355-204×81,8=101068 Дж/кг

Окружное КПД турбины

h_ти=L_ти/L_ад.т., (12.149)

h_ти=101068/123964=0,815

Потери энергии с выходной скоростью газового потока

DL_в=C₂²/2, Дж/кг (12.150)

DL_в=136,6²/2=9330 Дж/кг

Потери энергии на лопатках рабочего колеса

DL_л=(1-y²)×W₂²/2, Дж/кг (12.151)

DL_л=(1-0,92²)×306²/2=7191 Дж/кг

Потери на трение диска рабочего колеса

U₁ r₂+r₃

DL_тр=b×(¾¾)³×D₃²× ¾¾ ×736 , Дж/кг (12.152)

100 2×G¢_г

Принимаем b=5

340 0,647+0,622

DL_тр=5×(¾¾)³×0,09²× ¾¾¾¾¾ 736=3735 Дж/кг

100 2×0,199

Адиабатный КПД турбины

DL_с+DL_л+DL_в+DL_тр+DL_ут

h_ад.т.=1- ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ , (12.153)

L_ад.т.

где DL_ут – потери в результате утечек газа через неплотности.

DL_ут=0,02×L_т.ад., Дж/кг (12.154)

DL_ут=0,02×123964=2479 Дж/кг

8069+7191+9330+3735+2479

h_ад.т.=1- ––––––––––––––––––––––––––––= 0,75

123964

Эффективный КПД турбины

h_т.е=h_ад.т.×h_мех, (12.155)

где h_мех – механический КПД турбины.

Принимаем h_мех=0,97

h_т.е=0,97×0,75=0,73

Расчетное значение КПД турбины отличаться от принятого ранее на 1,4%.

Эффективная мощность турбины

N₁=L_ад.т.×G¢_г×h_т.е, кВт (12.156)

N₁=123964×0,199×0,73=18 кВт

Полученная мощность турбины отличается от мощности требуемой на привод компрессора на 1,2 %. Баланс мощностей выполнен.