249

Министерство образования и науки, молодежи и спорта Украины

АЗОВСКИЙ МОРСКОЙ ИНСТИТУТ Одесской национальной морской академии

Кафедра эксплуатации судовых энергетических установок

РАСЧЁТ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО БАЛАНСА СУДОВОГО ТУРБОКОМПРЕССОРА

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

для выполнения курсовой работы по дисциплине «Судовые турбинные установки

и их эксплуатация»

УТВЕРЖДЕНО

Ученым советом АМИ ОНМА протокол № от

Мариуполь

2011

УДК 621.515 Р 22 ББК 39.455.13

Расчёт энергетического баланса судового турбокомпрессора: методические указания для выполнения курсовой работы по дисциплине «Судовые турбинные установки и их эксплуатация»/ Сост. В.В. Просянок. – Мариуполь: АМИ ОНМА, 2011. – 36 с.

Составитель: В.В. Просянок, канд. техн. наук, доц. каф. ЭСЭУ

В методических указаниях описана конструкция и назначение судовых турбокомпрессоров. Рассмотрены варианты конструкций, правила технической эксплуатации и возможные неисправности судовых турбокомпрессоров. Изложена методика расчёта судового турбокомпрессора, приведен вариант расчёта, представлены методы эскизных построений. Приведены рекомендации по выбору исходных данных и требования к оформлению курсовой работы. Разработаны для студентов 4 курса специальности ЭСЭУ Азовского морского института ОНМА.

У методичних вказівках описана конструкція і призначення суднових турбокомпресорів. Розглянуті варіанти конструкцій, правила технічної експлуатації і можливі несправності суднових турбокомпресорів. Викладена методика розрахунку суднового турбокомпресора, приведений варіант розрахунку, представлені методи ескізних побудов. Приведені рекомендації по вибору вихідних даних і вимоги до оформлення курсової роботи. Розроблено для студентів 4 курсу спеціальності ЕСЕУ Азовського морського інституту ОНМА.

Рецензент: А.М. Берестовой, д-р техн. наук, проф., АМИ ОНМА

Рассмотрено и одобрено на заседании кафедры ЭСЭУ протокол № 3 от 05.10.2011

Рекомендовано методическим советом АМИ ОНМА протокол № 3 от 14.10.2011

© Азовский морской институт ОНМА, 2011

2

СОДЕРЖАНИЕ

Введение…………………………………………………………………4

1.Цель курсовой работы …………………………………………………5

2.Конструкция турбокомпрессора..…….………………………………..5

3.Расчёт турбокомпрессора ……………………………………………...6

3.1Расчёт компрессора………………………………………………..7

3.2Расчёт турбины…………………………………………………...14

4.Помпаж судовых турбокомпрессоров………………………………..19

5.Эксплуатация судовых турбокомпрессоров…………………………21

6.Требования к оформлению курсовой работы………………………..23

7.Контрольные вопросы………………………………………………...24

Список рекомендуемой литературы………………………………….24

Приложение А Варианты заданий…………………………………...25

Приложение Б Образец титульного листа…………………………..27

Приложение В Основные параметры судовых турбокомпрессоров ………………..…………….…28

Приложение Г Справочные материалы по графической части…...31

3

ВВЕДЕНИЕ

Мощность, развиваемая двигателем, напрямую зависит от количества воздуха и смешанного с ним топлива, которое подается в двигатель. Чтобы увеличить мощность двигателя, следует увеличить количество подаваемого воздуха и топлива. Подача большего количества топлива не даст эффекта до тех пор, пока не появится достаточное для его сгорания количество воздуха, в противном случае образуется избыток несгоревшего топлива, что приводит к перегреву двигателя, который к тому же при этом сильно дымит. Один из основных способов повышения мощности дизелей – применение наддува, с помощью которого увеличивается заряд воздуха в рабочих цилиндрах, что в свою очередь позволяет увеличить цикловую подачу топлива. Следовательно, при прочих равных условиях возрастает и мощность, развиваемая отдельными цилиндрами и дизелем в целом.

Увеличение заряда воздуха наиболее рационально осуществляется при газотурбинном наддуве, когда в цилиндры дизеля поступает воздух, сжатый в компрессоре, приводимом во вращение газовой турбиной, использующей энергию выхлопных газов.

Всовременных малооборотных судовых дизелях с большими диамет-

рами цилиндров среднее эффективное давление Pе достигает 10 – 12 кгс/см2 при цилиндровой мощности 3000 – 4000 л. с. У четырехтактных дизелей величина Pе достигает 15 – 18 кгс/см2 благодаря применению высокого наддува. Такая значительная форсировка дизеля сопровождается

увеличением уровня теплонапряженности цилиндро-поршневой группы, что ограничивает дальнейшее повышение мощности. Поэтому в судовых дизелях, к которым предъявляются повышенные требования с точки зрения обеспечения длительной и надежной работы при любых условиях пла-

вания судна, применяют низкий или средний наддув. У большинства судовых дизелей давление наддува составляет 1,35 – 1,7 кгс/см2 и только у некоторых образцов 2,0 – 3,5 кгс/см2. Для обеспечения достаточно низкого

температурного уровня деталей цилиндропоршневой группы поддерживают высокие коэффициенты избытка воздуха, как при горении, так и при продувке. Этого добиваются повышением расхода воздуха, достигающего на последних моделях более14 кг/э. л. с.ч.

Всвязи с вышесказанным, в рамках подготовки вахтенных механиков

всоответствии с требованиями конвенции ПДМНВ, бакалаврам судовой энергетики важно знать конструкцию, принципы работы и расчёта судовых турбокомпрессоров. Необходимые знания и навыки студент получает

впроцессе выполнения данной курсовой работы.

4

1 ЦЕЛЬ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

Получить необходимые знания о судовых турбокомпрессорах. Изучить конструкции, правила технической эксплуатации, возможные характерные неисправности, возникающие при работе.

Обоснованно выбрать основные геометрические размеры проточных частей турбокомпрессора и произвести расчет энергетического баланса.

Выбор и расчет параметров турбокомпрессора проводится согласно вариантам задания представленных в приложении А.

По результатам расчёта выполнить на форматах А3 эскизы проточных частей компрессора и турбины (приложение Г).

Выполнить (формат А2) продольный разрез турбокомпрессора. Продольные разрезы турбокомпрессоров приведены (приложение Г).

2 КОНСТРУКЦИЯ ТУРБОКОМПРЕССОРА

Применяемые для наддува воздуха в цилиндры судовых дизелей турбокомпрессоры представляют собой выполненные в одном агрегате центробежный компрессор и осевую (или центростремительную) турбину, приводимую в действие выпускными газами дизеля. Монтируют их непосредственно на дизеле.

Различают турбокомпрессоры с центробежным компрессором и центростремительной турбиной (ТКР) и с центробежным компрессором и осевой турбиной (ТК). Турбокомпрессоры обоих типов различают по исполнению:

Н – низкого давления, со степенью повышения давления от 1,3 до 1,9; С – среднего давления, со степенью повышения давления от 1,9 до 2,5; В – высокого давления, со степенью повышения давления от 2,5 до 3,5. Рабочие колеса турбины и компрессора в сборе с валом представляют собой ротор турбокомпрессора. При этом диск рабочего колеса турбины обычно выточен вместе с валом из одной поковки или приварен к валу. Ра-

бочее колесо компрессора насажено на вал.

Статор или корпус турбокомпрессора в сборе, если турбина осевая, состоит из трех частей: газоприемного корпуса, корпуса турбины и корпуса компрессора, а у турбокомпрессоров с центростремительной турбиной

5

из корпуса турбины, корпуса подшипника и корпуса компрессора. Координацию взаимного расположения названных корпусов в сборе обеспечивают точной обработкой базовых плоскостей и центрирующих заточек, которыми они сопрягаются, а также призонными штифтами.

Корпусные детали, составляющие корпус турбокомпрессора, изготовлены из фасонных отливок из алюминиевого сплава или чугуна. В газоприемном корпусе, корпусах турбины и подшипника предусмотрены водяные рубашки, в которых циркулирует охлаждающая вода из системы охлаждения дизеля. Корпус и рабочее колесо компрессора обычно изготовлены из алюминиевого сплава, другие корпусные детали (кожуха, диффузоры, кольца соплового аппарата), омываемые выпускными газами, обычно из чугунного литья, а подобные детали компрессора из алюминиевого сплава. Рабочее колесо турбины, лопатки его и лопатки соплового аппарата изготавливают из жаропрочной и коррозионно-стойкой стали.

Уплотняющие устройства турбокомпрессоров предназначаются для уменьшения утечек воздуха и выпускных газов через зазоры, а также для изоляции масляных полостей опорных подшипников. Они выполняются в виде лабиринтовых, винтовых (бесконтактный тип) и кольцевых (контактный тип) узлов уплотнений, расположенных на валу ротора.

В турбокомпрессорах применяются подшипники скольжения и качения, причем подшипники скольжения обеспечивают большую надежность и долговечность. К опорным подшипникам предъявляются высокие требования по износостойкости, потерям на трение и обеспечению точной центровки деталей ротора относительно соответствующих корпусов турбокомпрессора, при наличии динамических нагрузок от неуравновешенных вращающихся масс ротора.

3 РАСЧЕТ ТУРБОКОМПРЕССОРА

Пример расчёта турбокомпрессора с осевой турбиной [2].

Исходные данные:
1.Эффективная мощность двигателя, кВт	Nе =10200
2.Удельный расход топлива, кг/(кВт·ч)	gе =0,175
3.Коэффициент избытка воздуха	α=2,1
4. Статическое давление наддува, МПа	Рк =0,35

6

3.1 Расчёт компрессора

Таблица 3.1 – Расчёт компрессора

	Наименование,	Расчетная формула,	Числовое
	обозначение,
		способ определения	значение
	единица измерения
	1	2	3

G ge Ne L0 ,

Требуемый для

к

3600

работы дизеля расход воз-

L0 =14,3–теоретически необходимое для сго-

20,1

духа, кг/с

рания топливо количество воздуха; φ –

коэффициент продувки =1,35

Температура заторможен-

T*a1 = T0,

315

ного потока на входе в

T0–температура внешней среды

компрессор, К

P*a1 = P0 - ∆Pвс ,

Давление заторможенного

∆Pвс –потери давления на преодоление сопро-

0,101

потока, МПа

тивлений на всасывании в компрессор

– в

фильтре=0,002; P0–давление внешней сре-

ды=0,103

Скорость воздуха на входе

Са1 = (30 ÷ 70)

70

в компрессор, м/с

Та1 Т

С

а21

,

Температура воздуха на

а1

2

k

Rв 103

k 1

313

входе в компрессор, К

k–показатель адиабаты для воздуха=1,4; Rв –

газовая постоянная

для

воздуха и

газа,

кДж/(кг·К)=0,287

Давление на входе в колесо,

T

k

0,099

k 1

МПа

Pa1 Pa1

a1

T

a1

Плотность воздуха на

P

106

3

a1

a1

1.102

3

входе в колесо, кг/м

Rв

10

Ta1

Объемный расход воздуха ,

Vk

Gk

18,2

м3/с

a1

Площадь поперечного се-

Fa1

Gk

0,261

2

Ca1 a1

чения на входе, м

Давление воздуха после

Pk Pk Pk ,

0,354

∆Pk – потери в воздушном охладителе и впу-

компрессора ,МПа

скном устройстве двигателя =(0,004 ÷ 0,005).

Степень повышения

k

Pk

3,6

Pa1

давления в компрессоре

7

Продолжение табл. 3.1

1

3

3

Адиабатическая работа

Lкад

k

k 1

1

сжатия в компрессоре,

Rв Ta1 k k

138,9

кДж/кг

k 1

ад определяем по табл.В3

приложения В в

Н

зависимости от диаметра колеса выбранной

Адиабатический напорный

модели турбокомпрессора, которую выбира-

0,77

ем по табл.4 приложения В2

(по мощности

КПД компрессора

двигателя Nе

и объемному расходу воздуха

Vк). В данном случае выбран турбокомпрес-

сор ТСА 77 с диаметром колеса D2 = 0,77м

Окружная скорость на на-

U2

L

103

ружном диаметре колеса

кад

425

___

компрессора, м/с

Hад

Осевая составляющая

С1а = С1 = (80÷150)

абсолютной скорости перед

150

колесом , м/с

Температура воздуха на

T1 Tа1

k 1

Cа21

С12

304,24

входе в колесо, К

2 k

Rв 103

L

C

2

,

Потери во входном

1

2 103

устройстве перед

a1

ra

a1

0,338

– коэффициент потерь входного патрубка

колесом, кДж/кг

при осевом входе =(0,03÷0,06)

Показатель политропы из-

na

k

Lra

менения состояния воздуха

3,5

на входе

na 1

k 1

Rв (T1

Ta1)

Давление на входе в колесо,

T

na

na 1

0,09

МПа

P1 Pa1

1

Ta1

Плотность воздуха на входе

1

P1 106

1,031

в колесо, кг/м3

Rв T1 103

Площадь поперечного се-

F

Gk

чения входа

0,13

1

C1

1

в колесо, м2

D1

F1

,

2

D0

Диаметр колеса

0,785 1

0,42

D

на входе, м

1

D0

= (0,25÷0,6)

D1

Диаметр втулки

D D0

D

0,105

колеса, м

0

D1

1

8

Продолжение табл. 3.1

1

2

3

Соотношение диаметров

должно выполняться условие:

колеса компрессора

D1

(0,45 0,70)

0,55

D2

Число оборотов

nk

60 U2

10547

колеса, мин

-1

D2

Средний диаметр на входе

D1ср

D2 D2

0,306

в колесо, м

1

0

2

Шаг лопаток на среднем

t

D1ср

,

диаметре колеса, м

1ср

zk

0,137

zk –число лопаток = (7÷37)=7

Коэффициент загроможде-

1ср 1

1ср

,

0,85

ния входа в колесо на сред-

t1ср

нем диаметре

δ1cр – толщина лопатки на среднем диаметре

= (0,005÷0,009), м

Окружная скорость на

U1ср

D1ср nk

169

среднем диаметре, град

60

Угол входа потока на сред-

1ср

arctg

C1a

41,59

нем диаметре, град

U1ср

Угол установки лопаток,

1срг 1ср i,

43,59

град

i –угол набегания потока = (2º ÷ 3º)

Меридиальная скорость на

С1m

C1a

176

входе в колесо, м/с

1ср

Относительная скорость на

входе в колесо на среднем

U

2

C2

244

диаметре, м/с

1ср

1ср

1m

Окружная скорость на диа-

U1

D1 nk

метре D1 в относительном

232

60

движении, м/с

Число Маха на диаметре D1

U2 C2

M 1

1

1m

0,83

в относительном движении

k Rв T1 1000

2

Потери на входе в колесо,

L

1ср

,

2,98

2 103

кДж/кг

r1

1

1 – коэффициент потерь = (0,1÷0,3)

9

Продолжение табл. 3.1

1

2

3

Потери на поворот и трение

Lr2 2

C22r

,

в межлопаточных каналах,

2 103

1,17

кДж/кг

2 – коэффициент потерь = (0,1÷0,2);С2r = С1a

Потери на трение диска

L

U2

колеса о воздух и

2

,

7,2

rd

1000

вентиляцию, кДж/кг

α –коэффициент потерь = (0,04÷0,06)

1

Коэффициент

1

2

1

0,738

мощности

3

zk

D

2

1

1ср

D2

Температура воздуха за

T2

T1

2

U22

395

k

колесом, К

2

Rв 10

3

k 1

Показатель

n2

k

(Lr1 Lr2 Lrd ) 0,5 Lrd

политропы сжатия

3,5

воздуха в колесе

n2 1

k 1

Rв T2 T1

Давление воздуха за

T

n2

n2 1

0,224

колесом, МПа

P2

P1

2

T1

Плотность воздуха за

2

P 106

2

1,98

колесом, кг/м3

Rв T2 103

Окружная составляющая

C2U U2

абсолютной скорости на

314

выходе

из колеса, м/с

Абсолютная скорость

воздуха на выходе из

C2

C22U

C22r

338

колеса, м/с

Окружная составляющая

2U

U2 C2U

относительной скорости на

111

выход из колеса, м/с

Радиальная составляющая

2r C2r

относительной скорости,

150

м/с

Относительная скорость на

187

2

2

выходе из колеса, м/с

2

2U

2r

Угол между векторами

C2r

абсолютной и

2

arctg

25,53

C2U

окружной скоростей на

выходе из колеса, град

10