РГР № 3 лебедь
.docxМинистерство транспорта Российской Федерации Федеральное агентство морского и речного транспорта
Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Государственный университет морского и речного флота имени адм. С. О. Макарова
Кафедра СДВС и АСЭУ.
Расчетно-графическая работа №3
«Расчет системы наддува»
Выполнил: Лебедь С.О.
Санкт – Петербург
2013
-
Определение энергетического баланса в системе наддува.
-
Расчет необходимой мощности компрессоров.
Принимаем:
- коэффициент потери давления в фильтрах турбокомпрессоров ξф=0,99
- барометрическое давление рб = 1 бар
- ξво=0,98 – коэффициент потери давления в воздухоохладителе
- из расчета рабочего цикла рs=3,2 бар
Определим:
- давление воздуха на входе в компрессор р0=ξф*рб=0,99*1=0,99 бар
- давление воздуха на выходе из компрессора рк=рs/ξво=3,2/0,98=3,26 бар
- степень повышения давления в компрессоре πк=рк/р0=3,26/0,99=3,3
Относительное повышение температуры в компрессоре рассчитываем по формуле:
Приняв температуру на входе в фильтр компрессора Т0=300К, определим удельную работу адиабатическое сжатия:
кДж/кг
Приняв из расчетов рабочего цикла и газообмена значения коэффициентов продуктов и избытка воздуха ϕа=1,45; α=2,2; а также G0=14,33 кг – массу воздуха, теоретически необходимо для сгорания одного кг топлива; Gч = Ne*ge= 32380*0,171=5537 кг/ч – расход топлива на двигатель, рассчитываем по формуле расход воздуха через компрессоры
кг/с
Приняв из рекомендованного диапазона адиабатный КПД компрессора ηак=0,82, определим необходимую мощность центробежных компрессоров:
Приняв среднюю теплоемкость воздуха срв=1,005 кДж/(кг*К), определим температуру воздуха за компрессором:
-
Расчет располагаемой мощности газовых турбин.
Давление газов перед турбиной определяется с учетом потери давления в выпускном тракте рт=рsξп ξг. Общий коэффициент потери давления определяется в виде произведения локальных коэффициентов
Где для коэффициентов потери давления( помимо приятных ранее и ) выбраны значения:
=0,98 – в выпускном трубопроводе турбины;
=0,98 – выпускном трубопроводе после турбины;
=рг/рs=2,92/3,2=0,91 – при продувке цилиндра (давление газов за цилиндром из расчета газообмена рг=2,92 бар)
Давление газов перед турбиной рт=рsξпξг=3,2*0,91*0,98=2,85 бар.
Определим степень понижения давления газов турбине πт=рт/рот=ξобщπк=0,8479*3,3=2,8.
Давление газа после турбины рот=рб/ξот=1/0,98=1,02 бар
Относительный перепад температур в турбинах определим по формуле:
Температуру газов перед турбиной раcсчитываем по уравнению (показатель адиабаты для газов принимается k=1,35)
Где qг=0,42 – относительная потеря теплоты с отработавшими газами
Qн=42700 кДж/кг – низшая теплота сгорания топлива
Срг=1,11 кДж/(кг*К) – средняя изобарная удельная теплоемкость газов.
Удельная располагаемая работа газов в турбине
Определим расход газов через турбины по формуле:
Для изобарного наддува суммарная располагаемая мощность турбин рассчитывается по формуле:
Эффективный КПД газовых турбин принят из рекомендованного диапазона η=0,82.
Температура газов за турбиной:
В последней формуле внутренний КПД турбины определяется при значение механического КПД турбокомпрессора ηмт=0,95: ηiт=ηт/ηмт=0,82/0,95=0,86.
Определим, насколько отличается Nт и Nк:
Таким образом, выполненный поверочный расчет показал, что располагаемая мощность газовых турбин практически равна необходимой мощности центробежных компрессоров и, следовательно, энергетический баланс в системе наддува на расчетном режиме обеспечивается.
Относительная суммарная мощность газовых турбин δт=Nт/Ni= =10514/34169,4=0,31 (Ni=34169,4 кВт – индикаторная мощность двигателя из расчета рабочего цикла).
Значение δт находится в рекомендованных пределах 0,2-0,4.
-
Выбор типа и числа турбокомпрессоров.
Так как Gк больше 45 кг/с, необходимо выбрать 2 одинаковых турбокомпрессора, в этом случае расход через каждый компрессор составит Gк =35 кг/с Выбираем 2 турбокомпрессора для рассчитываемого дизеля Wärtsilä-Sulzer RTA84-C. Массовый расход воздуха на двигатель составляет 70,3 кг/с; эффективная мощность двигателя Ne=32380 кВТ TCA 77
Выбираем коэффициент напора ψк=1,45. Приняв из расчета удельную работу адиабатного сжатия Нк=122600 Дж/кг, определим окружную скорость на периферии колеса компрессора:
Плотность воздуха на входе в компрессор при параметрах р0=0,99 бар, Т0=300 К составляет
Диаметр колеса компрессора определим по формуле
Условный коэффициент расхода центробежного компрессора в формуле принят Ф=0,095.
Более точно осуществить выбор турбокомпрессора можно по информации, имеющейся на сайте фирмы Wärtsilä-Sulzer RTA84-C. На рисунке приведены характеристики турбокомпрессоров серии ТСА. По оси абсцисс отложен объёмный расход воздуха на входе в компрессор, который для рассчитываемого двигателя составляет Vк=Gк/=35/1,15=30 м3/с. Степень повышения давления в компрессоре, согласно расчету, приведенному ранее, πк=3,3. По данным Vк и πк на рисунке приведена точка, которая лежит в области параметров выбранного ранее турбокомпрессора TCA 77 по среднему типоразмерному ряду с πк до 4,2. Таким образом, подтверждается правильность выбора турбокомпрессора.
При определении мощности компрессора и газовой турбины были приняты адиабатный КПД компрессора ηак=0,82 и КПД турбины ηт=0,82. Их произведение определяется КПД турбокомпрессора: ηтк=ηакηт=0,82*0,82=0,672.
Частота вращения ротора турбокомпрессора NA40/S на расчетном режиме составит