Проектирование турбокомпрессора

Длина лопатки  = 0,048 м

Коэффициент запаса прочности

К_σ= σ_в/ σ_р= 630/67,311 = 9,36

Коэффициент запаса прочности  является удовлетворительным, что позволяет  изготавливать лопатки из данного  материала.

 

 

 

 

9. Расчет на прочность сплошного диска произвольного профиля

Для диска турбины выберем  материал: сталь ЭИ481 с характеристиками:

- предел выносливости   МПа при температуре 200⁰С

 МПа при температуре 500 ⁰С

- плотность  кг/м³

Исходные данные для данного  расчета берем из предыдущих расчетов.

Радиус корневого сечения  R_к = 0,160 м.

Число оборотов n = 13795,32 об/мин.

Разность температур диска  на внешнем радиусе и в центре Dt = 350 ⁰C.

Плотность материала  кг/м³

Напряжения на внешнем  радиусе диска 74,628 МПа

Коэффициент Пуассона принимается постоянным, т.к. он практически не влияет на напряжения.

Диск турбины разбиваем  на 7 сечений. Толщину каждого участка  принимаем эмпирически на определенном радиусе. Далее выполняется непосредственно  сам расчет прочности диска турбины, в результате которого ряд значений напряжений средних нормальных и тангенциальных  для каждого из сечений.

Определяем коэффициент  запаса прочности по формуле:

К_{m =}σ_в/ σ_max= 680/332.53 = 2.04

для каждого из сечений, где максимальное напряжение ( и ) для каждого сечения.

Допускаемые значения запаса прочности  лежат в пределе  .

Коэффициент запаса прочности  находится в допустимых пределах, что позволяет изготовить диск из данного материала.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10.Требования, предъявляемые к турбокомпрессору.

1. Высокий КПД.

Получение высокого КПД турбокомпрессора всегда является желательным, но это иногда ведет к удорожанию двигателя или к увеличению его габаритов. В этом случае необходимо знать нижний предел КПД турбокомпрессора, при котором возможна удовлетворительная работа двигателя с надувом. Поскольку влияние КПД турбокомпрессора на расход топлива не значительно, минимальные значения КПД следует принять, исходя из турбокомпрессора, обеспечение наполнения цилиндра. Значения КПД зависят от организации продувочно-выпускного тракта, температуры газов, сопротивления на выходе из турбины, разрежения на входе в компрессор и давления надува.

2. Надежность(стойкость к вибрации, ударам и качке судна).
3. Достаточный ресурс работы.

Турбокомпрессор должен отработать достаточно большой промежуток времени без поломок.

4. Простота конструкции.

Все узлы и детали турбокомпрессора должны иметь предельно простую конструкцию и по возможности быть универсальными(выполнять несколько функций).

5. Удобство обслуживания и ремонта.

На обслуживание турбокомпрессора, а также его ремонт обслуживающим  персоналом должен уходить минимум времени.

6. Минимальная масса, габариты и стоимость.
7. Взаимозаменяемость деталей и узлов турбокомпрессора.
8. Поддержание всех параметров на заданном уровне.
9. Приемистость при переходе ДВС на долевые режимы.

При переходе ДВС с одного режима на другой, турбокомпрессор  должен за минимальное время, приспособиться к этому режиму и выдавать новое количество надувочного воздуха.

10. Небольшой момент инерции.

К дизель – генераторам предъявляется требования быстрого приема нагрузки после холостого хода, что обеспечивается быстрым разгоном ротора турбокомпрессора до номинальной частоты вращения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11.Обслуживание компрессора в процессе эксплуатации

 

Заправка маслобаков маслом.

Производится при первом пуске. Масло в нагнетателе и  во входном корпусе турбины заправляется так, чтобы уровень был расположен на 4мм выше, чем середина маслоуказателя. После заправки все пробки необходимо тщательно затянуть. Для смазки необходимо применять масло, специально предназначенное для смазки турбины и компрессора.

Испытания хода ротора.

При запуске двигателя одновременно начинает вращаться ротор и турбокомпрессор. При помощи статоскопа производится прослушивание, проверка спокойно ли и равномерно исходит выбег ротора.

 Контроль охлаждающей  воды.

После запуска производиться  контроль циркуляции охлаждающей воды, температура, которой не должна превышать 60-70^о С. При охлаждении двигателя температура воды может подняться до 80^о С. Разность температур в различных местах не должна превышать 5^оС. В противном случае необходимо в боле холодный трубопровод на выходе охлаждающей воды установить дроссельные заслонки.

Обслуживание во время эксплуатации.

 В процессе работы турбокомпрессора должны проводиться следующие проверки:

- ежедневный осмотр;

-профилактический осмотр(через 120-170 часов работы);

-периодический ремонт(через 600-800 часов работы);

- крупный периодический ремонт(через 2400-3200 часов работы);

- осмотр мастерских(через 4800-800 часов работы);

Перед пуском в ход, а также несколько раз в течение эксплуатации контролируется уровень масла, с целью определения, не достиг ли он предельного значения. Определить, положив руку на крышку масляного отсека, не вибрирует ли подшипник. Температура отработавших газов не должна превышать 600 градусов и кратковременно, т.е. 1ч в течении 24 часов достигать 650^оС. Контролируется расход охлаждающей воды через корпус турбины.

Профилактический осмотр.

Производится осмотр воздухоочистителя. Если при одних и тех же условиях работы двигателя давления наддува уменьшается или, если потеря давления в воздухоочистителе превышает 1,96 КПа, то необходимо прочистить воздухоочиститель. Прослушиванием проверяется несоздает ли турбина чрезмерного шума. Необходимо контролировать расход воды через воздухоохладитель.

Малый периодический ремонт.

Во времяэтого ремонта  производится осмотр уплотнений фланца выхлопных газов, фланца воздуха на воздуховоде. Так же дополнительно затягиваются винты крепления подшипников.

 

 

 

 

 Крупный периодический ремонт.

 При этом ремонте  полностью меняется масло в баках и одновременно проверяется, тщательно ил затянуты винты крепления подшипников.

 Осмотр в мастерских.

 В процессе малого  ремонта, турбокомпрессор снимается  с двигателя, разбирается и очищается, причем проведение операции выполняются в следующей последовательности: демонтируется компрессор, после чего демонтируется корпус турбины и направляющий аппарат.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12. Заключение.

Проверочный расчет турбокомпрессора показал, что данный турбонаддувочный агрегат способен обеспечить заданным количеством сжатого воздуха предложенный двигатель с необходимым давлением наддува.

В результате расчета компрессора  и турбины вышло, что все их размеры и параметры не выходят из установленных пределов. Все погрешности вычислений не превышают установленного предела в 5%.

Конструкция турбокомпрессора выбрана так, что бы можно было обойтись минимумом деталей относительно не дорогих в изготовлении. Каждая деталь исправно выполняет все функции. Некоторые детали являются универсальными, то есть выполняют сразу несколько функций. Эксплуатация и ремонт турбокомпрессора не являются слишком трудоемкими для обслуживающего персонала. Наконец, турбокомпрессор имеет относительно не высокие массогабаритные показатели, что является очень важным для судовых двигателей.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13. Список использованной литературы

 

1. Конюков В.Л. Проектные расчеты турбонаддувочных судовых ДВС: учебное пособие.- Керчь, КМТИ,1998.
2. Ваншейдт  В.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. –Л. Судпромгиз,1962.
3. Локай В.И. и др. Газовые турбины двигателей летательных аппаратов: Учебник. – 4-е изд.- МЛ 991.
4. Байков Б.П. и др. Турбокомпрессоры для наддува дизелей. Справочное пособие.-Л. Машиностроение,1975.
5. Курзон А.Г. Теория судовых и газовых турбин. – Л. Судостроение, 1970.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.1 .Расчет осевой турбинной системы на переменных режимах

Принимаем   фактическое  значение  скоростной оптимальной  характеристики:

υ ₁ = 0,3;

 

4.1.1. Окружная скорость на среднем диаметре:

U₁=  υ₁*C₁= 0,3 *310,798 = 93,239  м/с;

Окружная скорость не должна превышать 300…..400 м/с.

 

4.1.2.  Средний диаметр соплового аппарата:

d₁= 0,365 м

 

4.1.3. Высота сопловой решетки на выходе: l

l₁= 0,044

 

4.1.4. Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо:

ω₁=√C₁²+U₁²– 2*C₁*U₁* cos a_1;

ω₁=√310,798²+ 93,23955²– 2*310,798*93,23955* cos 20 = 285,723 м/с

 

4.1.5. Температура газа по полным параметрам на входе в рабочую решетку:

Т_ω^*=  Т₁+((ω₁² / 2*(к/к-1)*R))

Т_ω^*= 758,143+((285,723² / 2*(1,33/1,33-1)*288,4)) = 793,261 К;

 

4.1.6. Приведенная скорость:

λ_ω1 =ω₁/√ 2*(к/к-1)*R*Т_ω^*

λ_ω1 = 285,723/√ 2*(1,33/1,33-1)*288,4*793,261 = 0,21

 

4.1.7. Работа адиабатного расширения в рабочей решетке:

L_о2 = (к/к -1)*R* Т₁* [1- (Р₂/ P₁) ^к-1/к ]

L_о2 =(1,33/1,33 -1)*288,4*758,143* [1-(102800/125304,7)^1,33-1/1,33] = 42143,96 Дж/кг;

 

 

4.1.8.Скоростной коэффициент в рабочей решетке, принимаемψ =0,93….0,95 при

λ_ω1 < 1 и ψ =0,75….0,90  приλ_ω1 ≥ 1;

 ψ =0,95;

 

4.1.9.  Угол входа на рабочие лопатки:

β₁ = arcsin (C₁* sina₁/ ω₁) = arcsin (310,798* sin 20/ 285,723) = 83,2 град.

 

4.1.10.  Угол потока на выходе из рабочей решетки, с  целью снижения потерь энергии с выходной скоростью для степени реактивности  ρ = 0,4….0,5 рекомендуется принять

β₂=a₁+ (2….5) = 20 +3 =23,0 град.;

 

 

 

 

4.1.11.  Скорость потока на выходе из рабочей решетки:

ω₂=ψ *√ω₁²+ 2*L_о2

ω₂= 0,95 *√285,723²+2*42143,96 =  386,973 м/с;

 

4.1.12. Температура газа на выходе из рабочей решетки:

Т₂=Т_ω^*- ((ω₂²/ 2 *(к/к-1) *R))

 Т₂=793,261-(( 386,973²/ 2 *(1,33/1,33-1)*288,4)) = 728,839 К;

 

4.1.13. Удельный объем газа на выходе из рабочей решетки:

                      ν₂=R* Т₂/Р₂=288,4*  728,839/102800 = 2,045 м³/ кг;

 

4.1.14. Длина рабочей лопатки на выходе:

             l₂= 0,048 м

 

4.1.15. Средний диаметр рабочего колеса:

            d₂= 0,369 м

 

4.1.16. Отношение среднего диаметра к длине лопатки:

                         Ɵ = d₂/ l₂=0,369/ 0,048 = 7,636

С целью получения приемлемых потерь энергии от верности, должно выполняться условие Ɵ ≥ 4;

 

4.1.17. Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса:

U₂=U₁*(d₂/d₁) = 93,239*( 0,369/0.365) = 94,261 м/с;

 

4.1.18. Скорость потока на выходе из турбинной ступени в абсолютном движении:

C₂=√ω₂²+U₂²– 2*ω₂*U₂*cosβ₂

C₂=√ 386,973²+ 94,261²– 2* 386,973*94,261*cos 23 = 302,45 м/с;

 

4.1.19. Радиальный зазор в рабочем колесе,  принимаем:

δ = (0,005...0,015)*l₂=0,01*0,048= 0,0004 м;

 

4.1.20.  Угол потока на выходе из рабочего колеса в абсолютном движении:

a₂ = arcsin (ω₂ *sinβ₂ / C₂)

a₂ = arcsin (386,973*sin 23/302,45) = 29,9 град.;

 

4.1.21.  Окружная работа:

L_u= U₁* ω_{1 *}cosβ₂ + U₂* ω₂ * cosβ₂

L_u= 93,239*285,723*cos83,2+  94,261*386,973*cos23 = 36731,160 Дж/кг;

 

4.1.22. Окружные потери энергии в сопловом аппарате:

∆L₁ = (1-  ϕ²)*L_о1 =(1-0,97²)* 51331,56 =  3033,69 Дж/кг;

 

4.1.23. Окружные потери энергии в рабочем колесе:

∆L₂= (1/ ψ²-1) *ω₂²/ 2 =(1/ 0,95²-1) *(386,973²/ 2) = 8089 Дж/кг;

4.1.24.  Потери энергии с выходной скоростью:

∆L_вых= C₂²/2  = 302,45² / 2 = 45738 Дж/кг

 

4.1.25. Окружная работа ( проверка п. 5.3.35.):

L_u= L_о-∆L₁ -∆L₂-∆L_вых

L_u=  93330,10 -5005 - 8089 – 45738 = 34498,1 Дж/кг

 

4.1.26. Окружной КПД турбинной ступени:

η_u = L_u/L_о = 34498,1/ 93330,10 = 0,369;

 

4.1.27.  Коэффициент потерь энергии от утечек через радиальные зазоры, для ступеней с закрученными безбандажными лопатками целесообразно использовать формулу В.К. Гребнева: