Реферат по предмету "Транспорт"


Основные сведения о системе газотурбинного наддува

--PAGE_BREAK--Do
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+Do2

D1ср= ¾×    ¾¾¾,                                                              (12.23)

 D2         2




1         0,052+0,0172

D1ср= 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   Zk    1-D1ср2
1

m= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾=0,844

2    3,14        1

1+ ¾×¾¾×¾¾¾

3     14      1-0,442
Коэффициент адиабатного напора ступени
Hk= (af+m)×hад.к.,                                                                 (12.25)
где af– коэффициент дискового трения;

Принимаем af =0,03.
Hk= (0,03+0,844)×0,7=0,61
Окружная скорость на выходе из рабочего колеса
  lад.к.

U2=     ¾¾¾, м/с                                                                  (12.26)

         m
63441

U2=      ¾¾¾¾=322 м/с

        0,61
Уточнение коэффициента расхода
4×Vа

F= ¾¾¾¾¾,                                                                   (12.27)

 p×D22×U2
4×0,168

F=  ¾¾¾¾¾¾¾=0,091

 3,14×0,0852×322
Погрешность коэффициента расхода составляет 1,,0 %.
Определение площади входного сечения
p×(D12-Do2)

F1= ¾¾¾¾¾, м2                                                               (12.28)

4
 3,14×(0,052-0,0172)

F1= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾=1,737×10-3м2

4
Определение полного давления во входном сечении
P1*=dвх×Pа*, МПа                                                                    (12.29)
где dвх– коэффициент полного давления.

Принимаем dвх=0,98.
            P1*=0,98×0,097=0,095 МПа
Безразмерная плотность потока




Gв×   T1*

q1*= ¾¾¾¾,                                                                       (12.30)

m×P1*×F1
где T1*=То.
m= 0,397
0,196×  293

q1*= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=0,512

0,397×0,95×104×1,737×10-3
Определяем параметры торможения потока воздуха на входе

(сечение 1-1) t1, p1, e1, l1
Принимаем t1=0,9807; p1=9342; e1=0,9525; l1=0,34.
Определение параметров потока в сечении 1-1
C1=l×a1кр, м/с                                                                         (12.32)




 2×k×Rв×T1*

а1кр=      ¾¾¾¾¾, м/с                                                      (12.33)

           k+1
2×1,4×287×293

а1кр=      ¾¾¾¾¾¾¾=313,3 м/с

              1,4+1
C1=0,34×313,3=106,5 м/с
T1=t1×T1*, К                                                                            (12.34)
T1=0,9807×293=287 К
P1=p1×P1*, МПа                                                                      (12.35)
P1=0,9342×0,095=0,0887 МПа
r1=e1×r1*, кг/м3                                                                       (12.36)
r1=0,9525×1,165=1,117  кг/м3
Потери потока во входном патрубке
с12

Lгвх=e1×¾, Дж/кг                                                                  (12.37)

 2

где e– коэффициент учитывающий форму входного патрубка.

Принимаем e1=0,12.
106,52

Lгвх=0,1×¾¾=567,1 Дж/кг

                    2
2.2.17 Показатель процесса расширения во входном патрубке
mвх       k              Lrвх

¾¾= ¾¾— ¾¾¾¾¾¾,                                               (12.38)

mвх-1     k-1     Rв×T1*×(t1-1)
mвх      1,4               567,1

¾¾= ¾¾— ¾¾¾¾¾¾¾¾=3,856

mвх-1    1,4-1   287×293×(0,9807-1)
Коэффициент восстановления давления торможения
t1mвх/(mвх-1)

dвх= ¾¾¾¾,                                                                       (12.39)

t1k/(k-1)
0,98073,856

dвх= ¾¾¾¾¾¾=1

0,98071,4/(1,4-1)
Погрешность коэффициента восстановления давления торможения составляет 1,0 %.
Профилирование одноступенчатого рабочего колеса компрессора
Определение направления относительной скорости W1 на входе в колесо
    продолжение
--PAGE_BREAK-- C1
b1=arctg(¾¾¾), °                                                                (12.40)

 U2×D1


106,5
b1=arctg (¾¾¾¾) = 29,36°

322×0,588
C1
b=arctg(¾¾¾), °                                                                (12.41)

U2×D0
106,5
b=arctg (¾¾¾¾) =58,84°

322×0,2


C1
bср=arctg(¾¾¾), °                                                               (12.42)

U2×Dср
106,5
bср=arctg(¾¾¾¾) = 37°

322×0,439

Рис. 12.3 Диаграмма скоростей
Определение направления входных кромок лопаток
bл1=b1+i1, °                                                                              (12.43)
bл=b+i0, °                                                                              (12.44)
bлср=bср+iср, °                                                                          (12.45)
Принимаем i1=i0=iср=2°.
bл1=29,36+2°=31,36°
bл0=58,85+2°=60,85°
bлср=37+2°=39°
Определение коэффициентов стеснения
d1×Zk

tст1=1- ¾¾¾¾¾¾¾,                                                       (12.46)

 p×D1×D2×sin(bл1)

d×Zk

tст=1- ¾¾¾¾¾¾¾,                                                       (12.47)

 p×D0×D2×sin(bл)
dср×Zk

tстср=1- ¾¾¾¾¾¾¾,                                                      (12.48)

 p×Dср×D2×sin(bлср)
где d1– толщина лопатки на выходе, мм;

d– толщина лопатки у основания, мм;

dср– толщина лопатки на среднем диаметре, мм.

Принимаем d1=0,8 мм;d=1,2 мм;dср=1,0 мм.
0,0008×14

tст1=1- ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=0,863

 3,14×0,588×0,085×sin(31,36°)
0,0012×14

tст0=1- ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=0,64

 3,14×0,2×0,085×sin(60,85°)
0,001×14

tстср=1- ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=0,813

  3,14×0,439×0,085×sin(39°)
Проверяем значение D1W1min




                                      2×F2

D1w1min=       Do2+    ¾¾¾,                                                     (12.49)

          3    e12×tст12




2×0,092

D1w1min=        0,22+    ¾¾¾¾¾¾= 0,573

            3        0,95252×0,8632

Окружная скорость на наружном и среднем диаметре




                               C1

W1’=      (¾)2  +(D1×U2)2, м/с                                                   (12.50)

                             tст1

     106,5

W1’=      (¾¾)2  +(0,588×322)2=228  м/с

                   0,836
                                C1

Wср’=      (¾)2  +(Dср×U2)2, м/с                                                (12.51)

                               tст ср




                                106,5

Wср’=     (¾¾)2  +(0,439×322)2=193  м/с

      0,81
Максимальное число Маха
W1’

MW’ср=  ¾¾¾¾,                                                                 (12.52)

20,1×ÖT1
228,2

MW’ср=  ¾¾¾¾¾=0,67

20,1×Ö287
Расходные скорость и коэффициент на входе в колесо с учетом стеснения
C1*

Cср’= ¾¾, м/с                                                                       (12.53)

 tстср
106,5

Cср’=   ¾¾     =131,5м/с

0,81
Cср’

j1’= ¾¾,                                                                               (12.54)

 U2
131,5

j1’= ¾¾¾= 0,4

                           322
Расходные скорости и коэффициент расхода на выходе из рабочего колеса с учетом стеснения
Cr2’=(0,7…1)×Cср’, м/с                                                           (12.55)
Cr2’=0,8×131,5=105,2  м/с
Cr2’

j2’= ¾¾,                                                                               (12.56)

 U2
105,2

j2’= ¾¾¾=0,33

                             322
 Промежуточный условный диаметр
D1”=1,02×D1, м                                                                       (12.57)
D1”=1,02×0,05=0,051 м
Скорость в сечении 1"-1"
                        Cср’+Cr2’

Cr1”= ¾¾¾  , м/с                                                                  (12.58)

2
131,5+105,2

Cr1”= ¾¾¾¾¾     =118,4  м/с

2
Высота лопатки в сечении 1"-1"



l1”= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾, м                                                (12.59)

r1”×Cr1”×(p×D1”-Zk×d”)

где d"– толщина лопатки, м.

Принимаем r1” =r1=1,11; d”=0,0011 м.
0,196

l1” = ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=0,01 м

1,11×118,4×(3,14×0,051-14×0,0011)

 

Абсолютная скорость на выходе из колеса
C2’=ÖCr2’2+(m×U2)2, м/с                                                          (12.60)
C2’=Ö  1052+(0,844×322)2=291 м/с
Относительная скорость на выходе из колеса
W2’=Ö  Cr2’2+((1-m)×U2)2, м/с                                                   (12.61)




W2’=Ö1052+((1-0,844)×322)2=117 м/с
Диффузорность колеса
 Wср’      193

¾¾=  ¾¾  =1,65

 W2’      117
 Полученное значение меньше 1,8.
Потери напора в предкрылке (между сечениями 1-1 и 1"-1" )
Wср’2

Lr1=e1×¾¾, Дж/кг                                                                (12.62)

 2

Принимаем  e1=0,12.

 

 1932

Lr1=0,12×¾¾¾=2235 Дж/кг

 2
Потери потока в радиальной звезде
Cr2’2

Lr2=e×¾¾, Дж/кг                                                                 (12.63)

2

Принимаем  e=0,12.
                   118,42

Lr2=0,12×¾¾–– =841 Дж/кг

                                 2
Потери на работу дискового трения
Lrд=af×U22, кДж/кг                                                                (12.64)
Lrд=0,03×3222=3307 кДж/кг
Внутренний напор колеса
L1=(m+af)×U22, кДж/кг                                                           (12.65)
L1=(0,844+0,03)×3222=90620 Дж/кг
Температура торможения за колесом
L1+0,5×Lrд

T2*=To+ ¾¾¾¾¾, К                                                         (12.66)

Rв×k/(k-1)
  90620 +0,5×3307

T2*=293+ ¾¾¾¾¾¾¾¾¾=384 К

287×1,4/(1,4-1)
Температура за колесом
C22

T2’=T2*— ¾¾¾¾¾¾, К                                                     (12.67)

2×Rв×k/(k-1)
2912

T2’=384 — ¾¾¾¾¾¾¾=342 К

 2×287×1,4/(1,4-1)
Показатель процесса сжатия в колесе
m2        k        Lr1+Lr2+0,5×Lrд

¾¾= ¾¾— ¾¾¾¾¾¾¾                                             (12.68)

m2-1      k-1         Rв×(T2’-T1)
m2       1,4           2235 +841 +0,5×3307

¾¾=  ¾¾  -  ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=3,2

m2-1     1,4-1            287×(342-287)
Давление за колесом
P2’=P1×(T2’/T1)m2/(m2-1), МПа                                                   (12.69)
P2’=0,0887×(342/287)3,2=0,155 МПа
Плотность воздуха за колесом
P2’×106

r2’= ¾¾¾, кг/м3                                                                  (12.70)

Rв×T2’
0,155×106

r2’= ¾¾¾¾ =1,583 кг/м3

287×342
Высота лопаток на выходе из колеса


l2’= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾, м                                                (12.71)

r2’×Cr2’×(p×D2-Zk×d)
0,196

l2’= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=0,0047 м

1,583×105,2×(3,14×0,085-14×1,2×10-3)
Определение относительной высоты лопаток
       l2’=l2’/D2,                                                                               (12.72)
l2’=0,0047/0,085=0,055
Полученное значение относительной высоты удовлетворяет неравенству 0,04
Определение числа Маха на выходе из колеса
С2’

MС2’= ¾¾¾¾,                                                                    (12.73)

20,1×ÖT2’
291

MС2’= ¾¾¾¾¾=0,78

 20,1×Ö342


12.4 Расчет диффузора
Из рабочего колеса поток сжатого воздуха с высокой кинетической энергией поступает в диффузор, в котором скорость газа уменьшается вследствие увеличения площади проходного сечения, а часть кинетической энергии потока преобразуется в потенциальную энергию давления. В центробежных компрессорах, применяемых для наддува дизелей, используются безлопаточные (щелевые) и лопаточные диффузоры. Щелевой диффузор представляет собой кольцевую щель с параллельными  (как правило) стенками. У лопаточного диффузора в кольцевую щель встроены специально спрофилированные лопатки, образующие расширяющиеся  каналы. Лопаточному диффузору всегда предшествует укороченный безлопаточный. Последний способствует некоторому выравниванию потока, весьма неравномерного на выходе из рабочего колеса, и позволяет избежать возникновения ударных импульсов, которые могли бы воздействовать на рабочее колесо при слишком близком расположении лопаток диффузора.

Целесообразность установки щелевого или лопаточного диффузора в основном зависит от двух факторов: значения угла потока  a2 за рабочим колесом и условий работы компрессора. Чем меньше угол a2, тем более пологой будет траектория частиц воздуха в щелевом диффузоре, а, следовательно, длиннее путь, проходимый в нем воздухом. Это увеличивает потери на трение. Уменьшить их можно, применяя лопаточный диффузор, в котором длина траектории частиц сокращается. Обычно лопаточный диффузор  применяют при a220°.

 


                                                Рис. 12.4 Диффузор
Безлопаточный диффузор
Ширина безлопаточного диффузора на входе
l2=l2’+DS, м                                                                             (12.74)

где DS – зазор между корпусом и торцами лопаток, м.

Принимаем  DS=0,0003 м.
l2=0,0047+0,0003=0,005 м
Ширина на выходе
l3=l2×(l3/l2), м                                                                           (12.75)
Принимаем l3/l2=0,9.
l3=0,005×0,9=0,0045 м
Расходная составляющая скорости на входе в безлопаточный диффузор



Cr2= ¾¾¾¾¾, м/с                                                            (12.76)

p×D2×l2×r2
где r2– плотность воздуха на входе в диффузор, кг/м3.

Принимаем r2 »r'2.
0,196

Cr2= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=93 м/с

3,14×0,085×0,005×1,583
Абсолютная скорость на входе в диффузор
C2=Ö  Cr22+(m×U2)2, м/с                                                            (12.77)
C2=Ö  932+(0,844×322)2=287 м/с
Направление абсолютной скорости на входе в диффузор
a2=arcsin(Cr2/C2), °                                                                (12.78)
a2=arcsin(93 /287)=18,9°
Направление скорости на выходе из безлопаточного диффузора
a3=arctg(tg(a2)/(l3/l2)), °                                                         (12.79)
a3=arctg(tg(18,9)/0,9)=20,8°

 Диаметр на выходе из безлопаточного диффузора
D3=(1,6…1,8)×D2, м                                                               (12.80)
D3=1,8×0,085=0,153 м
 Скорость воздуха на выходе из безлопаточного диффузора
C3=C2×(D2/D3), м/с                                                                 (12.81)
C3=287×(0,085/0,153)=160 м/с
Показатель процесса сжатия в безлопаточном диффузоре
m3        k

¾¾= ¾¾×h3,                                                                      (12.82)

m3-1      k-1
где h3– политропный КПД безлопаточного диффузора.

Принимаем h3=0,67.
m3       1,4

¾¾= ¾¾×0,67=2,345

m3-1     1,4-1
Температура в безлопаточном диффузоре
на входе:
T2=T2*-C22/2010, К                                                              (12.83)
T2=384-2872/2010=343 К
на выходе:
T3=T2*-C32/2010, К                                                               (12.84)
T3=384-1602/2010=371 К
 Давление за безлопаточным диффузором
P3=P2×(T3/T2)m3/(m3-1), МПа                                                  (12.85)
Принимаем Р2»Р2”.
P3=0,155 ×(371 /343)2,345=0,187 МПа
Число Маха на выходе из безлопаточного диффузора

С3

MС3=   ¾¾¾¾,                                                                (12.86)

20,1×Ö  T3
160

MС3= ¾¾¾¾¾=0,41

20,1×Ö  371
      Плотность воздуха на выходе из безлопаточного диффузора
P3×106

r3= ¾¾¾, кг/м3                                                                (12.87)

 Rв×T3
0,187×106

r3= ¾¾¾¾ =1,756 кг/м3

287×371




12.5 Расчет улитки
Воздух из диффузора поступает в улитку служащую для сбора потока и подвода его к впускному трубопроводу. В улитке происходит дальнейшее расширение воздуха, снижение скорости потока и повышение давления, т.е. улитка выполняет ту же функцию, что и диффузор.
Радиус входного сечения улитки
 j                          j
    продолжение
--PAGE_BREAK--Rj= ¾¾×l3×tg(a3) +     ¾¾×D3×l3×tg(a3), м                         (12.88)
360                       360

где j– угол захода улитки, °.

Принимаем j=360°.




        360                                       360
Rj= ¾¾0,0045×tg(20,8°)  +   ¾¾0,153×0,0045×tg(20,8°)=0,018 м
         360                                      360
Радиус поперечного сечения выходного диффузора
Rk=Rj+tg(g/2)×lвых, м                                                              (12.89)
где g– угол расширения выходного диффузора, °;

lвых   — длина выходного диффузора, м.

Принимаем g=10°.
lвых =(3…6)×Rj, м                                                                   (12.90)
lвых =6×0,018=0,107 м
Rk=0,018+tg(10°/2)×0,107=0,027 м
КПД улитки выбирается из диапазона h5=0,3…0,65
         Принимаем h5=0,65
 

Показатель степени в уравнении политропного сжатия в улитке
m5        k

¾¾= ¾¾×h5,                                                                      (12.91)

m5-1      k-1
     


m5       1,4

¾¾= ¾¾×0,65=2,275

m5-1     1,4-1
Скорость на выходе из улитки


Ck= ¾¾¾¾, м/с                                                                (12.92)

p×Rk2×rk’
где r'к – плотность воздуха на выходе из компрессора, кг/м3.

Принимаем  r'к=r4.
0,196

Ck= ¾¾¾¾¾¾¾¾=48 м/с

 3,14×0,0272×1,756
Температура на выходе из улитки
Tk=Tk*-Ck2/2010, К                                                                 (12.93)

Принимаем Tк*=T2*.
Tk=384-48,72/2010=383 К
Давление на выходе из улитки
Pk’=P4×(Tk/T4)m5/(m5-1), МПа                                                 (12.94)
Pk’=0,187×(383/371)2,275=0,201 МПа
12.6 Анализ основных параметров ступени компрессора по результатам

 расчета
Погрешность давления наддува

Конечное давление после компрессора P'k необходимо сравнить с давлением Pk указанным в задании и определить DPk, а так же погрешность расчета e.
DPk=P'k-Pk, МПа                                                                    (12.97)
DPk=0,201-0,2=0,001МПа
100%

e=DPk×¾¾¾,                                                                     (12.98)

Pk’
          100%

e=0,001×¾¾¾=0,5 %

          0,201
Внутренняя мощность, потребляемая ступенью компрессора
N1=Nk=Gв×L1, кВт                                                                  (12.99)
где L1-внутренний напор колеса.
N1=Nk=0,196×90,62 =17,76 кВт
Частота вращения ротора компрессора
U2

nk=60×¾¾¾, мин-1                                                          (12.100)

p×D2
322

nk=60×¾¾¾¾=72350 мин-1

3,14×0,085




12.7 Расчет радиальной центростремительной турбины
 Основные характеристики турбины
Фактический расход газа через турбину с учетом утечек газа и воздуха через неплотности
Gr’=Gr×hут, кг/с                                                                    (12.101)
где hут– коэффициент утечек.

Принимаем hут=0,98.
Gr’=0,203×0,98=0,199 кг/с
КПД турбины с учетом механических потерь турбокомпрессора в целом определяется по ГОСТ 9658-81 для турбокомпрессора выбранного по диаметру рабочего колеса компрессора hт=0,72.
Необходимая адиабатическая работа расширения газа в турбине отнесенная к 1 кг газа
Lк.     Gв

Lад.т.= ¾¾×¾¾, Дж/кг                                                   (12.102)

hт.     Gr’
Принимаем Lк=L1;
   90620          0,196

Lад.т.=  ¾¾¾  ×¾––––¾¾=123964 Дж/кг

 0,72.             0,199
Давление газов перед турбиной

P4

Pт= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾, МПа                                        (12.103)

 kг-1   Lад.т.

(1- ¾¾×¾¾)kг/(kг-1)

kг    Rг×Tг
0,104

Pт= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=0,183 МПа

1,34-1    123964

(1- ¾¾¾×¾¾¾¾)1,34/(1,34-1)

                                1,34     289×810

 12.8 Расчет соплового аппарата турбины
Выбор степени реактивности турбины
r=0,45...0,55                                                                        (12.104)
Принимаем r=0,5.
Выбор угла выхода газового потока из соплового аппарата
a1=15...30°                                                                            (12.105)
Принимаем a1=20°.
Адиабатная работа расширения газа в сопловом аппарате
Lc=(1-r)×Lад.т., Дж/кг                                                           (12.106)
Lc=(1-0,5)×123964=61982 Дж/кг
     Абсолютная скорость газов на выходе из соплового аппарата
C1=jc×Ö 2×Lc+C2, м/с                                                         (12.107)
где jc– коэффициент скорости учитывающий потери в сопловом аппарате;

С0– средняя абсолютная скорость на входе в сопловой аппарат, м/с.

Принимам jc=0,94; С0=80 м/с




C1=0,94×Ö 2×61982+802=350 м/с

Радиальная составляющая абсолютной скорости перед рабочим колесом
C1r=C1×sina1, м/с                                                               (12.108)
C1r=350×sin20°=120 м/с
Окружная составляющая абсолютной скорости перед рабочим колесом.
C1u=C1×cosa1, м/с                                                               (12.109)
C1u=350×cos20°=329 м/с
Температура потока на выходе из соплового аппарата
C12-C2

T2=T1— ¾¾¾¾¾¾, К                                                   (12.110)

2×Rг×kг/(kг-1)
3502-802

T2=810 — ¾¾¾¾¾¾¾¾=760 К

2×289×1,34/(1,34-1)
Число Маха на выходе из соплового аппарата
C1

Ma1= ¾¾¾¾,                                                                (12.111)

Ökг×Rг×Tг
350

Ma1= ¾¾¾¾¾¾¾=0,625

   1,34×289×810
Окружная скорость рабочего колеса на входе
U1=C1u+(10…50), м/с                                                         (12.112)
U1=329+11=340  м/с

Угол между векторами относительной скорости  и окружной составляющей абсолютной скорости С1u
b1=90°+arctg((U1-C1u)/C1r), °                                              (12.113)
b1=90°+arctg((340-329)/120)=95,24°
Диаметр рабочего колеса турбины
 U1

D3=60 ×¾¾, м                                                                 (12.114)

p×nт
где nт — частота вращения вала турбины, мин-12. 

340

D3=60 ×¾¾¾¾¾=0,09 м

3,14×72350

Потери энергии в сопловом аппарате
   1           C12

DLc= ( ¾  – 1) ×¾, Дж/кг                                                 (12.115)

                            jс2          2
1              3502

DLc=(¾¾¾-1) ×¾¾=8069  Дж/кг

  0,942             2
Температура заторможенного потока на выходе из соплового аппарата
C12

T2*=T2+ ¾¾¾¾¾¾, К                                                  (12.116)

2×Rг×kг/(kг-1)
   3502

T2*=760 + ¾¾¾¾¾¾¾¾=814 К

   2×289×1,34/(1,34-1)
Приведенная скорость, характеризующая характер проточной части турбины
C1

l1= ¾¾¾¾¾¾¾¾,                                                    (12.117)

                     Ö  2×kг×Rг×T2*/(kг-1)
       350

l1= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾–– =0,256

                      Ö   2×1,34×289×814/(1,34-1)
Показатель политропы расширения в сопловом аппарате
mс       kг              DLc

¾¾= ¾¾— ¾¾¾¾¾,                                              (12.118)

mс-1     kг-1      Rг×(T1-T2)
mс         1,34             8069

¾¾= ¾¾¾— ¾¾¾¾¾¾––– =3,38

mс-1      1,34-1    289×(810-760)
Давление газов на выходе из соплового аппарата
P2=P1×(T2/T1)mс/(mс-1), МПа                                                  (12.119)
P2=0,183×(760/810)3,38=0,148 МПа
Плотность газа на выходе из соплового аппарата
P2×106

r2= ¾¾¾, кг/м3                                                             (12.120)

 Rг×T2
  0,148×106

r2=  ¾¾¾¾  =0,672 кг/м3

                         289×760
Выходной диаметр соплового аппарата 
D2=D3×D2, м                                                                       (12.121)
где D2– относительный диаметр соплового аппарата

Принимаем =1,08.
D2=0,09 ×1,08=0,097 м
Входной диаметр соплового аппарата
D1=D3×D1, м                                                                     (12.122)
где D1– относительный диаметр соплового аппарата

Принимаем D1=1,4 м.
D1=0,097 ×1,4=0,136 м
Высота лопаток соплового аппарата (ширина проточной части)

Gг’

l1= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾, м                                               (12.123)

 p×r2×C1×D2×sin a1
                                0,199

l1= ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾=0,008 м

3,14×0,672×350×0,097×sin20°

12.9 Расчет рабочего колеса
Выбор числа лопаток рабочего колеса
Zт=11…18                                                                         (12.124)


    продолжение
--PAGE_BREAK--


Не сдавайте скачаную работу преподавателю!
Данный реферат Вы можете использовать для подготовки курсовых проектов.

Поделись с друзьями, за репост + 100 мильонов к студенческой карме :

Пишем реферат самостоятельно:
! Как писать рефераты
Практические рекомендации по написанию студенческих рефератов.
! План реферата Краткий список разделов, отражающий структура и порядок работы над будующим рефератом.
! Введение реферата Вводная часть работы, в которой отражается цель и обозначается список задач.
! Заключение реферата В заключении подводятся итоги, описывается была ли достигнута поставленная цель, каковы результаты.
! Оформление рефератов Методические рекомендации по грамотному оформлению работы по ГОСТ.

Читайте также:
Виды рефератов Какими бывают рефераты по своему назначению и структуре.

Сейчас смотрят :