Проектирование турбокомпрессора

КЕРЧЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МОРСКОЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

курсовому проекту на тему:

Проектирование  турбокомпрессора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                Выполнил: студент группы СМ-412

                         Стайков Иван

            шифр 10ksm974

Проверил:асс. Шаратов А.С.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Керчь – 2013

 Задание на  проектирование

Произвести проектный  расчет турбонаддувочного агрегата и выполнить графическое построение.

Исходные данные:

  1.Эффективная мощность ДВС                          N_e= 1600 кВт =1600000 Вт;           

   2. Давление наддува                                             P_k= 0,19 МПа =190000 Па;

    3.Тип газовой турбины                                          осевая

    4. Температура газов перед турбиной                Т_г= 798 К;

 

Графическая часть:

1. Продольный разрез турбонаддувочного агрегата (А1)
2. Рабочий чертеж узла подшипников (А2)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  Введение

Мощность поршневого ДВС  определяется размерами цилиндра, их числом,частотой вращения, тактностью двигателя и средним давлением. Наиболее эффективным средством увеличения мощности двигателя является повышение среднего эффективного давления, которое пропорционально среднему индикаторному давлению. Среднее индикаторное давление  может быть повышено за счет улучшения протекания  рабочего цикла двигателя и за счет повышения весового заряда воздуха, поступающего в цилиндр, тоесть наддува. В судовых установках наибольшее распространение получил газотурбинный наддув.

Газотурбокомпрессор и является основным видом специального агрегата,предназначенного для повышения мощности дизелей посредством наддува. Он состоит из газовыпускной турбины и центробежного компрессора, установленного на общем валу.

Газовыпускные турбины  применяют  двух типов – осевые и радиальные, первые для дизелей средней и  большой мощности; вторые в основном для дизелей небольшой мощности.

В зависимости  от характера  изменения давления газов перед  турбиной  последние разделяют  на газовые турбины постоянного  давления и переменного давления (импульсные). Общая конструктивная компоновка газотурбокомпрессора зависит  от  взаимного расположения турбины  и компрессора на валу.

В судовых дизелях средней  и большой мощности чаще всего  применяют газотурбокомпрессор  с опорами, расположенными к концам общего вала, конструкции которых обеспечивают высокую надежность агрегата и удобство обслуживания, однако имеют относительно большие габариты по длине и повышенный удельный вес.

Наиболее  простая и  компактная конструкция агрегата газотурбокомпрессора достигается при консольном расположении роторов, которая чаще всего применяется  для дизелей  малой,  средней мощности с радиальными газовыми турбинами. Конструкция с расположением с одной и той же стороны подшипников, турбины и компрессора, выполненных за одно целое. Применяется для монороторов.

 К общим конструктивным  особенностям  осевых газовыпускных  турбин относятся:

-остов газотурбокомпрессора  состоит из трех корпусов, из  среднего корпуса отводятся газы, корпуса газовой турбины и  компрессора размещаются на двух  противоположных сторонах;

- средний корпус и корпус  турбины охлаждаются водой;

- чаще всего применяются  опорные подшипники скольжения  с заливкой свинцовистой бронзой  или баббитом, смазка подшипников  под давлением подводится от  циркуляционной системы дизеля  или от автономной системы;  для предотвращения нагарообразования  и попадания масла из подшипников  к лабиринтным уплотнениям газотурбокомпрессора  подводится запорный воздух;

- для расширения области применения газотурбокомпрессора предусматривается возможность установки у них сопловых аппаратов, диффузоров и роторов с различными основными конструктивными размерами;

- основные элементы проточных  частей одноступенчатых осевых  турбин выполняется аналогично.

Газовыпускная турбина  состоит  из следующих основных элементов: корпуса  турбины, газоподводящих каналов, силового агрегата, ротора с диском и лопатками, подшипников и уплотнений.

Газоподводящие каналы (улитки) имеют сложную конфигурацию и подвергаются воздействию горячих газов (400-600^оС). Конструкция улитки должна предусматривать возможность свободного расширения при нагреве без нарушения плотности с примыкающими деталями остальной части корпуса., должны иметь по возможности минимальные тепловые и гидравлические потери,обеспечивать равномерный подвод газов к окружности колеса и иметь минимальные радиальные габариты. Улитки изготовляют из чугуна или стали, для дизелей легкого типа – из алюминия или сварные. Сопловой  аппарат турбины представляет собой направляющий лопаточный аппарат, в котором газы частично расширяются, и при этом обеспечивается заданный угол выхода потока газов из сопел (16-20^о). Лопатки сопловых аппаратов должны быть профилированные, профиль лопаток по высоте делается постоянным, что упрощает изготовление лопаток. Турбинные колеса являются частью общего ротора газотурбокомпрессора, выполняют из жаропрочных сталей. Лопатки турбины можно закреплять  в диске особым замком, приваривать, фрезеровать заодно с диском, отливать совместно с диском. Средняя часть корпуса газотурбокомпрессора изготовляется:неохлаждаемой,с изоляционными экранами, защищающими воздушную часть;  с охлаждением и с защитной изолирующей стенкой; полностью охлаждаемой.Часть вала, проходящая  через газовую полость должна быть защищена от воздействия газов защитным кожухом. Турбокомпрессоры  центробежного типа расположены в отдельном корпусе, присоединяемом к средней газовой части.

Компрессор состоит  из следующих  основных частей: всасывающей  камеры, направляющего аппарата, рабочего колеса, диффузора и улитки.  Всасывающая  камера  компрессора представляет собой специальную отливку, снабженную глушителем шума и воздушным фильтром. Неподвижный направляющий аппарат представляет собой решетку неподвижных лопаток, направляющих воздух в сторону вращения колеса; регулирование достигается поворотом лопаток. Вращающийся направляющий аппарат образуется загнутыми передними кромками лопаток рабочего колеса компрессора.Рабочие колеса компрессора используются  в настоящее время полузакрытого типа с радиально-направленными лопатками. Колеса компрессоров изготовляют из алюминиевых сплавов посредством центробежной отливки. Фрезерованные колеса состоят из двух частей: колеса с радиальными лопатками и приставного вращающегося направляющего аппарата. Наиболее  простые и дешевые – цельнолитые колеса турбокомпрессоров из алюминиевых сплавов.

Диффузоры, служащие для  преобразования кинетической энергии  воздуха за рабочим колесом и  работы сжатия, применяют трех типов: безлопаточные (щелевые), лопаточные и  улиточные. Безлопаточные диффузоры  представляют собой цилиндрическую кольцевую полость. Расположенную  непосредственно за наружным диаметром  колеса и имеющую постоянную или  увеличивающую ширину. Лопаточные диффузоры  представляют собой круговую решетку  из направляющих лопаток.

 

 

 

 

 Для дизелей с наддувом средней и большой мощности широкое применение  нашли осевые турбины благодаря ряду преимуществ по сравнению с радиальными турбинами:надежность работы подшипников при  повышении быстроходности турбин; создание турбины большой мощности с высоким КПД;небольшие габариты корпуса.

К недостаткам осевых турбин относятся: более низкий КПД при  относительно малых расходах газа; несколько меньшему теплоперепаду; более сложному в изготовлении  рабочего колеса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Предварительный расчет турбонаддувочного агрегата

 

1.1.Давление наддува P_k= 0,19 МПа = 190000 Па;

 

1.2. Мощность дизеля N_e= 1600 кВт = 1600000 Вт;

 

1.3. Температура газов перед турбиной Т_г= 798 К;

 

1.4.  Тип турбокомпрессора – ТК с лопаточным диффузором

 

1.5. Удельный расход топлива b_e(для четырехтактных ДВС b_e= 0,15…0,25 кг/(КВт*ч)

b_e  = 0,20 кг/(КВт*ч); Прототип N21AL-V(yanmar)6чн 21/29

 

1.6. Коэффициент избытка воздуха, α ( можно принять α =2,0);

 

1.7. Коэффициент продувки, ϕ_a( можно принятьϕ_a=1,15….1,30)

ϕ_a = 1,20

 

1.8. Теоретическое количество воздуха , необходимое для полного сгорания 1кг топлива ( с ориентацией на дизельное топливо принимаем L_o=14,35 кг/кг;

 

1.9. Расход воздуха, необходимый для наддува:

G = 1/3600 *b_e*N_e* α*L_o*ϕ_а= 1/3600 *0,20*1600*2,0 *14,35*1,20 = 3,061 м/с

 

1.10. 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 P_вх= 1000….5000 Па. 

P_вх= 3000 Па ;

 

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

P_вых= 5000 Па;

 

1.12. Давление воздуха перед рабочим колесом компрессора:

P_о=Р_а -P_{вх ,}

где Р_а – барометрическое давление(Р_а =0,1013 МПа =101300Па);

P_о= 101300 -3000 = 98300Па

 

1.13. Давление воздуха за спиральной камерой:

P_{5 =} P_{k +} P_{вых =} 190000 +5000 = 195000 Па

 

1.14. Степень повышения давления в компрессоре

π_к = P₅/P_о= 195000/98300 = 1,983 Па

 

1.15. Температура атмосферного воздуха, принять Т_а= 288 К;

 

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

 

1.17. Показатель адиабаты воздуха, к = 1,4;

 

1.18. Изоэнтропийная работа сжатия в компрессоре:

H_ка = к/(к-1)*R* Т_а* (π_к^к-1/к- 1)

H_ка=1,4/(1,4-1)*287,3*288*(1,983^1,4-1/1,4-1) = 62602 Дж/кг

 

1.19_. КПД компрессора, принять в пределах η_к= 0,75…0,82 ,

η_к= 0,8

 

1.20. Действительная работа сжатия в компрессоре

H_к =H_ка/ η_к = 62602/0,8 = 78253,5 Дж/кг

 

1.21. Расход газа в турбине:

G_г=G* (1+ 1/α*ϕ_а*L_o) = 3,061* ((1+ 1/(2,0*1,2*14,35)) = 3,15 кг/с;

 

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

η_т  = 0,84

 

1.23. Механический КПД турбокомпрессора, принять в пределахη_м= 0,96….0,98,

η_м =0,96  0,99^4=0,97;

 

1.24. Изоэнтропийная работа расширения газа в турбине:

H_{та =}G*H_к/ G_г * η_{т  *}η_м = 3,061*78212/3,15*0,84 *0,97 = 93330,1Дж/кг

 

1.25. Степень понижения адиабаты давления в турбине:

 π_т= 1/ [ 1- H_та/ ((х/(х-1)*  R_г*Т_г)]^х/х-1,

гдех–показатель адиабаты газа, принятьх=1,33

R_г–удельная газовая постоянная, принятьR_г =288,4 ДЖ/кг*К

π_т = 1/ [ 1- 93330,1 / ((1,33/(1,33-1)*  288,4*798)]^1,33/1,33-1 = 1,53

1.26. Потеря давления в патрубке за турбиной принять P_вых =1000….2000 Па,

P_вых = 1500 Па;

 

1.27. Давление газа за турбиной:

P₄ = Р_{а +}P_вых = 101300 + 1500 = 102800 Па;

 

1.28. Давление газа перед турбиной:

P₃=Р_4* π_т=102800 *1,53 = 157621,9 Па;

 

1.29. Мощность компрессора

N_{к =} G*H_к = 3,061 *78253,5 = 239559,8 Вт;

 

 

1.30. Мощность турбины

N_{т =} G_г*H_{та *} η_{т =} 3,15 * 93277,12 *0,84 = 246968,88 Вт;

 

Вывод: в предварительном расчете турбонаддувочного агрегата были определены исходные данные для газодинамического расчета компрессора и турбины. Проверкой правильности , выполненного расчета, является выполнение условия:

N_к/N_{т  =}η_м(п. 23)

239559,8 / 246986,88 = 0,96

Так как условие выполняется , следовательно расчет выполнен верно.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет центробежного компрессора

 

2.1. Температура воздуха после глушителя принимаем Т_о=Т_а =288, К;

 

2.Коэффициент напора, . Его можно принять по прототипу или выбрать из таблицы № 2.2.

 выбираем из таблицы № 2, = 1,35 (для ТК с безлопаточным диффузором Н‾  в пределах 1,30...1,35 для D₂ = 500....640 мм η_к = 0,76 (пределы для η_к= 0,75…...0,78).

 

2.3. Окружная скорость на наружном диаметре колеса:

U₂=√2 *H_ак/ =√(2 * 62602)/1,35 = 304,540 м/с;

 

2.4. Коэффициент расхода на входе в рабочее колесо, принимаем =0,25….0,35 ,

=0,3

 

2.5. Меридиональная скорость на входе в рабочее колесо:

C₁ = *U₂=0,3 * 304,540 = 91,362 м/с;

 

2.6. Температура воздуха перед колесом:

 Т₁= Т_о –((C₁²/2*(к/к-1)*R)) = 288 – ((91,362²/2*(1,4/1,4-1)*287,3)) = 283,8 К;

 

2.7. Показатель политропного процесса во входном устройстве, принять n = 1,35…1,39,

n =1,37;

 

2.8. Давление воздуха перед рабочим колесом:

P_{1 =}P_о*(Т₁/Т_о)^n/n-1= 98300* (283,8/288)^1,37/1,37-1 = 93155 Па;

 

2.9. Плотность воздуха на входе в колесо:

  ρ₁ = P₁ / R *Т₁= 93155/287,3 *283,8 = 1,142 кг/м³;

 

2.10. Площадь проходного сечения на входе в рабочее колесо:

F₁=G/ (ρ₁*C₁) = 3,061/ (1,142* 91,338) = 0,029 м²;

 

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