Подбор газотурбонагнетателя для ДВС

Подобрать газотурбонагнетатель (ГТНА) ДВС по следующим данным:

1. Мощность ДВС, N_e кВт 4800
2. Воздушно-топливное отношение при сгорании, α1 = α L₀ 28,7
3. Коэффициент избытка продувочного воздуха φа 1,6
4. Расход топлива, b_e кг/кВт час 0,21
5. Давление продувочного воздуха, P_к МПа 0,2
6. Температура газа перед турбиной, Тт °С 390
7. Коэффициент избытка воздуха при сгорании α 2
8. Параметры атмосферного воздуха: Ра 98100Па; Та 274 К
9. Потери давления на входе в компрессор ΔРвх 2000 Па
10. Потери давления воздухоохладителя ΔРох 4000 Па
11. Потери давления за турбиной ΔРвых 1000 Па
12. Наружный диаметр колеса компрессора Дк 640 мм
13. Средний диаметр турбинной ступени Дт 430 мм

Содержание:

1. Анализ конструкции и эксплуатационных качеств двигателя-прототипа

2. Эксплуатация ГТНА

3. Техническое обслуживание ГТНА

4. Исходные данные для расчета рабочего процесса

5. Таблица расчетов

6. Выводы

Список используемой литературы

1.Анализ конструкции и эксплуатационных качеств двигателя-прототипа.

В соответствии с исходными данными на курсовой проект в качестве двигателя прототипа выбираем дизель 6 ДКРН 74/160-3 (6K74EF).

Таблица 1. Технические данные дизеля 6ЧРН 36/45.

Маркировка по ГОСТу	Тип	Мощность Ne, квт	Частота вращения n, об/мин	Среднее эффективное давление pe, кгс/см2	Число цилиндров, i	Удельный расход топлива ge, г/э.л.с. ч
8ДР30/50	2х-тактный	4704	300	7,86	8	242

Согласно исходным данным для данного двигателя-прототипа подбираем турбокомпрессор из типоразмерного ряда ТК. Наиболее подходящим является турбонагнетатель ТК-64 с диаметром колеса 640 мм.

Таблица 2. Основные показатели турбокомпрессора ТК-64 по ГОСТу 9658-66.

Наименование показателей	ТК-64
Номинальный диаметр колеса компрессора, мм	640
Степень повышения давления	2,5
Температура газа перед турбиной при длительной работе, ºС	550
Максимальная температура газа перед турбиной, допускаемая в течение часа, ºС	600
КПД турбины (с учетом потерь в подшипниках), не менее	0,8
Расчетный (по ротору) технический ресурс турбокомпрессора, час	32000
Сухой вес без входных устройств (кг) при изготовлении корпуса: из легкого сплава из чугуна	3000 3500
Габариты, мм: Длина Ширина Высота	2000 1600 1600
Срок службы подшипников, час	8000

Ротор турбокомпрессора. Составными частями ротора являются вал 15, рабочее колесо турбины 9 и рабочее колесо компрессора 2. В рассматриваемой конструкции ТК вал состоит из двух сваренных полувалов. К валу приварено рабочее колесо турбины 9.

На рисунке 2 видно, что рабочие лопатки турбины, выполненные из жаропрочной стали, прикреплены к диску также при помощи сварки. Во многих случаях лопатки турбины имеют елочный замок, при помощи которого они соединяются с диском. Лопатки свободно входят в пазы диска (зазор в холодном состоянии (Δ = 0,2 -- 0,3 мм), что исключает появление высоких термических напряжений в ободе и лопатках во время работы и в случае необходимости позволяет легко заменять лопатки. Недостатком елочного замка является сложность его конфигурации и необходимость высокой точности обработки зубьев лопатки и пазов ротора. Малые радиусы закруглений в зубьях замка могут явиться причиной концентрации напряжений, вызывающих трещины в ножке лопатки и выступе диска.

Вид рабочей лопатки с елочным замком изображен на рисунке 3. (1 — рабочая лопатка, 2 — диск турбинного колеса; слева дан внешний вид лопатки с елочным замком). В некоторых случаях рабочие лопатки отливаются заодно с диском турбины.

Рисунок 3. Рабочая лопатка с елочным замком.

Рабочее колесо турбины 9 изготовляется из жаростойких сталей. Рабочее колесо компрессора 2 отливается из алюминиевого сплава, плотно насаживается на вал и в условиях эксплуатации не может подвергаться разборке.

Уплотнения. На тыльной стороне рабочего колеса компрессора имеются гребешки, которые входят в пазы аналогичных гребешков на разъемном неподвижном диске, образуя лабиринтные уплотнения 18 (рисунок 2), исключающие перетекание сжатого воздуха в полости газоотводящего корпуса. Справа от упорно-опорного подшипника компрессора 19 и слева от опорного подшипника турбины 13 предусмотрены уплотнения 12, состоящие из двух разрезных уплотнительных колец, действующих подобно поршневым кольцам дизеля, гребешков, завальцованных в вал и образующих лабиринт, а также ограничивающей втулки 21, запрессованной в корпус.

Устройство уплотнения со стороны компрессора показано на рисунке 4. В пространстве между валом 4 и втулкой 3 по сверлениям в корпусе и во втулке (позиция 5 на рисунке 4 или 22 на рисунке 2) из компрессора подводится сжатый воздух, который обеспечивает эффективное уплотнение полости подшипников. Таким образом, масляная полость отделяется от воздушной полости компрессора уплотнительными кольцами 1, лабиринтными гребешками 2 и запорным воздухом. Со стороны турбины уплотнение конструктивно выполнено так же, как со стороны компрессора. Оно предназначено для предохранения полости подшипника от прорыва в нее газов из зазора между рабочим колесом турбины и сопловым аппаратом, а также для предотвращения попадания смазочного масла из полости подшипника на нагретые участки вала и в зазоры между деталями турбины.

Рисунок 4. Устройство уплотнения со стороны компрессора.

Сжатый воздух поступает из компрессора в полость лабиринтного уплотнения под давлением, превышающим давление газов в зазорах между колесом турбины и сопловым аппаратом, и таким образом препятствует прорыву газов к валу и подшипнику. Кроме того, он способствует охлаждению вала вблизи подшипника. Воздух, поступающий в полости лабиринтных уплотнений, по системе дренажных каналов 16 и 22 отводится во входное устройство компрессора или удаляется в атмосферу, чтобы предотвратить попадание воздуха в полости подшипников и систему отвода смазочного масла.

Подшипники. Ротор турбокомпрессора вращается в двух подшипниках скольжения, которые дешевле и надежнее подшипников качения. На некоторых модификациях турбокомпрессоров, установленных на тихоходных мощных дизелях, подшипники скольжения отрабатывают до 50 000 -:- 60 000 часов. На рис. 2 опорный подшипник 13 расположен в центральной части газоприемного корпуса и обеспечивает свободное расширение вала ТК при нагревании. Подшипник 19 расположен в корпусе компрессора и является опорно-упорным. Опорный подшипник обычно состоит из двух половинок, изготовленных из оловяннистой бронзы, залитой баббитом.

Подшипник центрируется двумя втулками и болтами крепится к корпусу ТК. Смазочное масло подводится от циркуляционной системы дизеля к штуцеру, расположенному в крышке 14 газоприемного корпуса. На опорной поверхности верхней части подшипника, в месте подвода масла, имеется вырез, обеспечивающий равномерное распределение масла по всей длине подшипника. Подшипник 19, расположенный в районе компрессора, не только выполняет опорные функции, но и воспринимает осевые усилия и потому называется опорно-упорным. Подвод масла к подшипнику 19 осуществляется через штуцер, установленный в крышке 20. Отвод масла из полостей подшипников производится по патрубкам, установленным в крышках подшипников 14 и 20.

В унифицированных турбокомпрессорах применяются опорно-упорные подшипники двух модификаций.

Подшипник, изображенный на рисунке 5, устроен следующим образом. Втулка подшипника 26 из высокооловянистой бронзы запрессована в стальной корпус 27 и застопорена винтом 29. В корпусе подшипника имеются каналы 23 для подвода и слива смазочного масла (место подвода масла показано стрелкой). Продольная канавка на рабочей поверхности втулки подшипника, доходящая до торца упорной пяты 25, предназначена для улучшения условий смазки и может применяться только в опорно-упорных подшипниках.

Рисунок 5. Опорно-упорный подшипник.

Положение упорной пяты фиксируется штифтом 24. Крепление подшипника производится при помощи гайки 31 с замочной пластиной 32. Между гайкой и корпусом подшипника устанавливается шайба 30. В месте крепления корпуса и крышки подшипника предусмотрен компенсатор 28.

На рисунке 6 изображен опорно-упорный подшипник повышенной несущей способности, конструкция которого приспособлена для работы напряженных турбокомпрессоров.

Рисунок 6. Опорно-упорный подшипник повышенной несущей способности.

Опорная часть подшипника выполнена в виде плоского подпятника 35 из высокооловянистой бронзы, застопоренной от проворачивания штифтом 39. Осевые усилия воспринимаются упорной пятой 37, боковые поверхности которой упираются в подпятник и выступ вала. Между подпятником 35 и корпусом подшипника 33 установлены упругие металлические пластины 34, между которыми находится масло. Пластины и масло компенсируют возможные перекосы упорного торца подпятника при монтаже подшипника и во время работы. Масло подводится к подшипнику из системы смазки дизеля по штуцерам и каналам в корпусе подшипника 33 и подпятнике 35.

Для предотвращения уноса масла из полости подшипника предусмотрены кольца, лабиринтные уплотнения и подвод запорного воздуха, а также дополнительные устройства в виде защитных колец 38, установленных на упорной пяте 37, стопорного кольца 36 и маслосгонной резьбы на ее наружном диаметре.

В некоторых конструкциях напряженных турбокомпрессоров опорные и упорно-опорные подшипники выполняются из свинцовистой бронзы, что обеспечивает их длительную надежную работу при повышенных удельных давлениях.

Сопловой аппарат. В сопловом аппарате 10 (рисунок 2), расположенном перед рабочим колесом 9, происходит преобразование потенциальной энергии газов в кинетическую, вследствие чего возрастает скорость и уменьшается давление газов при входе на лопатки рабочего колеса.

Конструктивно сопловой аппарат представляет собой неподвижный лопаточный венец, состоящий из профильных лопаток, внутреннего и наружного колец и кожуха 8. Лопатки соплового аппарата могут отливаться вместе с внутренним кольцом (ободом), привариваться к кольцу или набираться из отдельных секторов. Внутреннее кольцо при помощи болтов крепится к газоприемному корпусу 11. Наружное кольцо соплового аппарата удерживается в выточках стального или чугунного кожуха 8 так, что оно может свободно расширяться при нагревании. Кожух соплового аппарата 8 имеет удлиненную цилиндрическую форму, которая препятствует утечке газа из рабочего колеса турбины в радиальном направлении. Кожух вместе с экраном 7 формирует поток газов, вытекающих из рабочего колеса, и повышает безопасность эксплуатации в случае обрыва или поломки рабочих лопаток. На рисунке 2 видно, что кожух соплового аппарата крепится болтами к газоприемному корпусу.

Диффузор представляет собой расширяющийся канал, расположенный в проточной части компрессора, между рабочим колесом и улиткой, давление в котором повышается за счет уменьшения кинетической энергии воздуха. Диффузоры могут быть щелевыми (безлопаточными) или лопаточными. На рис. 2 диффузор 4 выполнен в виде диска с лопатками, образующими расширяющиеся каналы, по которым воздух направляется в улитку.

Применение лопаточного диффузора позволяет повысить к. п. д. компрессора и при равных π_к уменьшить радиальные размеры компрессора в сравнении с безлопаточным диффузором. Поворотом лопаток диффузора можно изменить характеристику, расширить зону устойчивой работы и повысить к. п. д. компрессора на частичных режимах работы дизеля.

При наличии лопаточных диффузоров между рабочим колесом и лопатками всегда есть щелевой участок, который также участвует в преобразовании энергии.

2. Эксплуатация ГТНА.

В процессе эксплуатации ГТНА контролируют следующие параметры:

· давление и общую температуру воздуха в ресивере (показания манометров и термопар выносятся в центральный пост и дублируются приборами местного контроля);

· потерю давлений в фильтре или подводящем трубопроводе компрессора;

· потерю давления в воздухоохладителе;

· температуру выпускных газов перед и за турбиной;

· температуру забортной воды на входе и выходе воздухоохладителя;

· частоту вращения турбокомпрессора;

· температуру воздуха на выходе из воздухоохладителя.

Температура воздуха в ресивере поддерживается в пределах 35-45 ºС. В воздухоохладителе без влагоотделителя терморегулятор должен быть настроен на исключение конденсации водяных паров. Превышение указанной температуры ведет к уменьшению заряда воздуха и повышению теплонапряженности деталей.

Потеря давления в фильтре должна быть в пределах 50-60 мм вод. Ст., потеря давления в воздухоохладителе – 200-300 мм вод. Ст. Повышение указанных значений указывает на загрязнение.

1. Техническое обслуживание ГТНА.

К техническому обслуживанию дизелей с ГТН предъявляются дополнительные требования, обусловленные особенностями их конструкциями и особенностями работы. Эти требования предусматривают проверку плотности впускных и выпускных коллекторов, тщательное наблюдение за состоянием и работоспособностью турбокомпрессора, проверку его температурного режима, умение обнаруживать неисправности в системе ГТН и своевременно устранять их.

Воздухозаборное устройство дизеля с ГТН следует поддерживать в таком состоянии, чтобы оно обеспечивало очистку воздуха, всасываемого турбокомпрессором, и низкий уровень шума. ТК должен быть разгружен от массы присоединяемых к нему трубопроводов во избежание возможной деформации его корпуса и нарушения установленных в нем монтажных зазоров.

Перед пуском дизеля с ГТН необходимо выполнить следующие операции:

· Подготовить к работе воздухоохладители и фильтры надувочного воздуха.

· При необходимости удалить воду и масло из ресивера продувочного воздуха, впускного и выпускного коллекторов, подпоршневых полостей продувочных насосов, воздушных полостей воздухоохладителей, газовых и воздушных полостей турбокомпрессоров. Проверить и пустить в ход автономные продувочные насосы.

· Подготовить к работе ТК. Проверить наличие масла в ваннах подшипников, исправность фильтров и работу масляных насосов. Обратить внимание на чистоту и крепление фильтра-заборника воздуха. Убедиться, что при работе турбины никакие посторонние предметы не могли попасть внутрь.

· Открыть все устройства закрывающие выпускной трубопровод.

Во время эксплуатации дизеля с ГТН ТК не требует спецобслуживания или регулирования, так как он автоматически переходит на работу по заданному режиму дизеля.

Однако во время работы дизеля следует выполнять ряд операций по обслуживанию ГТНА:

· Необходимо периодически контролировать температуру воздуха наддува после воздухоохладителей, которая в продувочном ресивере должна быть 2-4 ºС выше температуры начала конденсации водяных паров. Температуру воздуха необходимо регулировать изменением количества воды, прокачиваемой через воздухоохладители.

· Необходимо регулярно контролировать чистоту воздушных фильтров ТК. Признаком загрязнения служит падение давления надувочного воздуха и снижение частоты вращения ТК при росте температур выпускаемых газов.

· Периодически, не реже одного раза за вахту, должны продуваться воздушные полости воздухоохладителей, ресивера продувочного воздуха и подпоршневые полости продувочных насосов от скопившейся воды и масла.

· Если ТК оборудованы системой промывки, необходимо промывать компрессор и турбину. Промывка должна осуществляться согласно инструкции по эксплуатации ТК.

· При возникновении помпажа ТК необходимо снизить нагрузку дизеля. Если шум, хлопки, гудение не прекращаются, снизить давление в ресивере продувочного воздуха, открыв предохранительный клапан или вывинтив пробки на нагнетательном патрубке ТК. Необходимо следить за тем, чтобы температура газа перед турбиной не превысила допустимую. Если и этого недостаточно, то при первой возможности остановить дизель и устранить причину возникновения помпажа.

Показателями нормальной работы системы ГТН являются температура выпускных газов перед газовой турбиной ТК и давление наддува, которые измеряют при определенных мощности дизеля и частоте вращения коленчатого вала. Результаты измерений сравнивают с паспортными данными ТК. Если указанные параметры в течение длительного времени остаются неизменными. То это свидетельствует о нормальном состоянии ТК. Следует помнить, что на контрольные параметры работы ТК влияют неисправности двигателя и особенно его топливной аппаратуры и механизма газораспределения.

2. Исходные данные для расчета рабочего процесса.

Количество воздуха, необходимого для осуществления процессов сгорания топлива и продувки цилиндров, вычисляется по формуле

Gк = b_{e *} N_{e *} α_{1 *} φ_a / 3600 = 0,21 _* 4800 _* 28,7 _* 1,6 / 3600 = 12,85 кг/с,

где α₁ = α _* L₀ = 2 _* 14.35 = 28,7

b_e – удельный расход топлива в дизеле, кг/кВт _* ч

N_e – мощность дизеля, кВт

α₁ – воздушно-топливное отношение при сгорании

φ_a – коэффициент продувки

α – коэффициент избытка воздуха при сгорании

L₀ – теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива, кг воздуха/ кг топлива (14,35 кг/кг).

Расход газа вычисляется по формуле

Gг = 12,85 _* [1 + 1 / 28,7] = 12,8 _* 1,03 = 13,2 кг/с

5. Влияние внешних и эксплуатационных факторов на совместную работу ГТНА и дизеля.

Влияние внешних факторов.

К внешним факторам, влияющим на работу ГТНА и ДВС относят: барометрическое давление, температуру окружающего воздуха, относительную влажность окружающего воздуха, температуру забортной воды, температуру топлива на входе в топливный насос.

Нормальными условиями окружающей среды считаются:

· барометрическое давление равное 0,1013 МПА;

· температура окружающего воздуха равная 20 ºС;

· относительная влажность окружающего воздуха равная 70 %;

· температура забортной воды равная 20 ºС.

Влияние давления окружающего воздуха.

С понижением барометрического давления уменьшается сопротивление на всасывании, давление наддува, весовой расход топлива, что приводит к снижению противодавления на выпуске газов из турбины и увеличению частоты вращения ГТН и, следовательно, повышаются степень расширения газа и степень повышения давления.

Влияние температуры окружающего воздуха.

Увеличение температуры окружающего воздуха вызывает уменьшение его плотности, что приводит к понижению давлений надувочного воздуха и газов за турбиной, а также расхода воздуха и газа.

Влияние относительной влажности окружающего воздуха.

Увеличение относительной влажности воздуха при неизменной температуре вызывает уменьшение коэффициента избытка воздуха пропорционально изменившемуся объему влаги в воздухе, что приводит к уменьшению процесса сгорания,

уменьшению мощности, усилению дымности выпуска, температура выпуска несколько уменьшается. В охладителях происходит конденсация влаги, которая усиливается с понижением температуры и увеличением давления воздуха перед дизелем.

Влияние температуры забортной воды.

Увеличение температуры забортной воды приводит к увеличению температуры воздуха во впускном коллекторе ДВС, а следовательно, к уменьшению плотности воздушного заряда, уменьшается и коэффициент избытка воздуха, что вызывает ухудшение процесса сгорания, сопровождающегося уменьшением мощности, увеличением температуры выпускных газов.

Влияние эксплуатационных факторов.

Влияние нагрузки.

С ростом нагрузки повышается расход топлива, увеличиваются давление и температура выпускных газов, что повышает мощность ГТН. Его частоту вращения. Степень повышения давления.

Влияние числа оборотов коленчатого вала.

Понижение частоты вращения дизеля вызывает повышение объемного и весового расходов газа, снижающее частоту вращения ГТН, давление наддува и расход топлива, что приводит к ухудшению качества распыла и условий смесеобразования, и горения и, следовательно, приводит к росту тепловых напряжений поршней и клапанов.

Влияние противодавления на выпуске газа из турбины.

Причины:

· засорение участка выпускной системы;

· установка фильтров;

· установка глушителей;

· выпуск выпускных газов под воду.

Последствия:

Противодавление на выпуске газа из турбины приводит к увеличению перепада давления на выходе, а следовательно, к уменьшению срабатываемого на турбине теплоперепада, падению мощности и оборотов ГТНА, что приводит к уменьшению количества подаваемого воздуха, а следовательно, к уменьшению мощности ДВС в результате уменьшения сгорания.

Влияние противодавления за выпускными органами дизеля.

Причины:

· отложение нагара в выпускном коллекторе ДВС;

· износ кулачковых шайб распределительного вала;

· изменение теплового зазора в приводе выпускных клапанов;

· загрязнение соплового аппарата газовой турбины;

· нарушение фаз открытия выпускных органов дизеля.

Последствия:

Противодавление за выпускными органами дизеля приводит к увеличению перепада давления за ДВС, к росту срабатываемого теплоперепада, к росту мощности и оборотов ГТНА. Это приводит к уменьшению коэффициента наполнения, возрастанию работы насосных ходов, что приводит к росту механических потерь и удельного эффективного расхода топлива.

Влияние повышения давления на всасывании.

Причины:

· установка воздушного фильтра и глушителя перед компрессором;

· загрязнение проточной части компрессора и воздухоподводящих устройств.

Последствия:

Повышение сопротивления на всасывании приводит к увеличению перепада давлений на входе и уменьшению площади забора воздуха, падению оборотов компрессора, давления продувочного воздуха, мощности и оборотов турбины, степени повышения давления и, как следствие, количества поступающего в цилиндр воздуха, что приводит к уменьшению коэффициента избытка воздуха и последствиям, описанным выше.

Таблица 1.1

Упрощенный расчет компрессора и системы промывки

Показатель	Расчетная формула	Значение	Примечание
1. Расчет воздуха через компрессор Gк, кг/с	Из расчета параграфа 3.2	12,85
2. Давление за компрессором Р'к, Па ΔРох - потери давления в воздухоохладителе (между компрессором и цилиндрами двигателя)	Р'к = Рк + ΔРох=200000 – 4000 = 196000	196000	Задано Рк ; ΔРох
3. Давление перед компрессором Ро, Па ΔРвх - потери давления на входе в компрессор	Ро = Ра – ΔРвх=98100 – 2000 = 96100	96100	Задано Ра; ΔРвх
4. Степень повышения давления πк	πк = Р'к / Ро=196000 / 96100 = 2,03	2,03
5. Адиабатная работа компрессора Нк, Дж/кг	Нк = 1005 * Та * Δt'к = 1005 * 274 * 0,227 = 62508 Проверка: = 1005 * 285 * (1,215 – 1) = 1005 * 285 * 0,215 = 62581	62508 62581	Δt'к – в приложении 5; Та – задано
6. Коэффициент напора Нк^	Нк^ (с лопаточными диффузорами)	1.39	Приложение 4 в зависимости от Дк
7. Окружная скорость uк (на диаметре Дк), м/с	uк = √ 2 Нк / /Нк^=√2*62508/1.39=299	299
8. Частота вращения ротора n, об/мин	n = 60 uк / (π * *Дк)=60*299/(3.14*0.64)=8970	8970	Дк – задано
9. Мощность привода компрессора на валу Nк, кВт	Nк = (Gк* Нк)/ /ηк=(12,7*62508)/0.84=945	945	ηк – в приложении4 в зависимости от Дк (большие значения относятся к более мощным ДВС)
10. Коэффициент расхода компрессора Сm^		0.25	Принимается 0,20 – 0,35
11. Скорость потока воздуха перед колесом С1, м/с	С1 = Сm^ * uк=0.25*299=74.7	74,7
12. Скорость потока воздуха в колесе компрессора Ск, м/с	Ск = (0,9 – 1,0) С1=1*74,7=74,7	74,7
13. Температура воздуха после компрессора Тк, К	Тк = Та + 130=274+130	404
14. Плотность воздуха ρк, кг/м³	ρк = (10³* Р'к) / ( R * Тк)= 196000/(287*404)=1.6	1,6	R = 287 Дж\кгК Р'к в кПа
15. Ширина колеса компрессора bк, мм	bк = (10³*Gк) / (πк *Дк * ρк * *Ск ) (103*12,8)/(74,7*1,6*2,03* *0,64)=82,5	82,5
16. Число лопаток колеса компрессора Zк, шт		20	Принимается: Zк = 12 – 23
17. Длина канала компрессора Lк, м	Lк = (1 – 1,1)Дк= =1*0.58=0.58	0.58	Lк – принимается в зависимости от Дк
18. Параметры диффузора: - число лопаток Zд, шт; - ширина bд, м	0.95*82,5=78,3	20 78,3	Принимается: Zд = 13 – 31; bд = (0,9-1,0) bк
19. Площадь омываемой поверхности Fгр ,м2	Fгр = (2 Zк * bк + 2 Zд*bд)*Lк =(2*20*82,5+2*20*78,3)*0.58=0.37	0.37
20. Расход моющего состава Т1 GТ1 , кг/с	Gт1 = qт1 * Fгр= =0.05*0.37=0.0185	0.0185	qт1 = 0,05 кг/с
21. Количество раствора, кг: Т1QT1 T2QT2	Qт1 = q'т1 * Fгр= =0.45*0.37=0.166 Qт2 = 2Qт1=2*0.166=0,333	0.166 0.333	q'т1 = 0,45 кг/м2
22. Давление воздуха в емкости для моющего состава, Па	Рх = Рк=200000	200000
23. Скорость выхода моющего состава из форсунки Сф ,м/с	Сф = φф√(2Рк / ρт1)= =0.95*√(2*200000/950)= =19,4	19,4	Принимается: φф = 0,95 - 0,96; ρт1= 950 кг/м3
24. Суммарная площадь проходных сечений форсунки Fф ,мм2	Fф = (Gт1 *106 ) / (Сф * ρт1)= =(0.0185*106)/(19.4*950)= =1,003	1,003
25. Количество отверстий в форсунке Zф		6	Принимается: Zф = 4 – 8
26. Диаметр отверстий dпр, мм	dпр = √ 4Fф/Zф * π= =√4*1/6*3.14=0.2	0.2	π = 3,14

Таблица 1.2

Упрощенный расчет турбины и алгоритм расчета системы промывки

Показатель	Расчетная формула	Значение	Примечание
1. Температура газа перед турбиной на режиме промывки Тт ,К	Задано	620
2. Скорость выхода газа из рабочих лопаток на режиме промывки w2 , м/с		320	Принимается w2 = 130 – 330 (большие значения относятся к более мощным ДВС)
3. Температура газа на выходе из турбины Т2т, К 3.1 Поправочный коэффициент ηпопр (см. рис.1 метод. указаний) 3.2 к.п.д. турбины ηт = ηi ηм 3.3 к.п.д. турбины с учетом импульсивности ηти = ηт ηпопр 3.4 Общий к.п.д. турбокомпрессора ηтк = ηк ηт; 3.5 Адиабатная работа турбины Нт, Дж/кг Нт = (GкНк)/(Gг ηти ηм); 3.6 Адиабатный перепад температур Δt=Нт/1130.	Т2т = Тт – (Δt * ηi *ηпопр) 0.94 0.85 0.80 0.70 78983 69,8	644	Принимается ηi = 0,8 - 0,9(0.89) Принимается ηм = 0,92 –0,98(0.96) Принимается ηк = 0,7 – 0,84(0.82) (большие значения относятся к более мощным ДВС)
4. Мощность турбины Nт = Gг * Нт * ηти, кВт	800,698	145	15%
Производиться сравнение мощностей турбины и компрессора (Nт и Nк). В случае, когда Nт < Nк на величину, превышающую 3% необходимо намечать способы обеспечения баланса мощностей турбины и компрессора.
5. Температура поверхности рабочих лопаток, Тл, К	Тл= δт * (Т2т+w22/2C’p2)	684		δт = 0,99; С’p2 = 1080 Дж/кгК
6. Коэффициент теплопроводности, λт Вт/мК	λт = λ2 * (tл)	0,044		[9] Принимается 0,044
7. Коэффициент кинематической вязкости газа, υ2, ам2/с	υ2 = υ2 * (t2т)	0,000033		[9] Принимается 0,000033
8. Критерий Прандтля Pr	Pr = Pr * (t2т)	0,67		[9] Принимается 0,67
9. Критерий Рейнольдса Re	Re = w2 * L2/υ2	419878		L2 = 0,0433 м
10. Критерий Нуссельта Nu	Nu = 0.037 Re0.8* Pr0.43	981,54
11. Коэффициент теплоотдачи от газа к лопатке, Вт/(м2ºС)	αт = Nu * λт / L2	996
12. Площадь охлаждаемой рабочей лопатки,.м2	F'p = 2 b'2 * L2	0,00206		b'2 = 0,0239 м
14. Длина лопатки hл, мм	hл = (0,12 – 0,24) Дт	103		Дт – задано(430)
15. Объем охлаждаемой лопатки, м3	V'p = F'p* hл	0,00000213
16. Требуемой теплосъем с рабочих лопаток, Дж	Qт =Cрл*V'p*(Тл-Т'1)*Zp* ρл	83187		ρл = 7800 кг/м3 Cрл =460 Дж/кгК Т'1 = 373 K Zp = 35
17. Средняя температура лопатки в процессе охлаждения, К	Тcp = α'т * (Тт + Т'1)/2	546.1		α'т = 1,1
18. Количество теплоты, передаваемой от газа лопаткам в процессе их охлаждения до 373 К, Вт	qr = αт * F'р * (Тл-Тср ) * Zp	3295
19. Коэффициент теплоотдачи от воды к газу, Вт/(м2К)	αw =αт * [(Tт- Т'1)/( Т'1-Tw)]	15925		Tw = 353 K
20. Количество теплоты, отбираемой водой в процессе охлаждения лопаток, Вт	qw = Zp* F'p * (Tcp-Tw) *Хв*Ср	14164		Cp = 4190 Дж/кгК Хв = 0,2
21. Время, необходимое для охлаждения лопатки до 373 К, с	τ1 =Qт / (qw-qr)	72
22. Время промывки τ2, с	Принимается	180
23. Общее время промывки τпр, с	τпр = τ1 + τ2	252
24. Площадь сопловой лопатки, м2	F'c = 2b1 * L1	0,00436		L1=0,0445 м b1 = 0,049 м
25. Омываемая поверхность сопловых и рабочих лопаток, м2	F = F'c * Zc + F'p * Zp	0.2		Zc = 30
26. Расход моющей жидкости, кг/с	G'w = Gж * F * δ'пл* ρw	0.23		δ'пл = 1*10-3 кг/м ρw = 972 кг/м3 Gж = 1,2 кг/с
27. Требуемое количество моющей жидкости, кг	Сw = G'w * τпр	58
28. Давление газов за турбиной Р1, Па ΔРвых – потери давления за турбиной.	Р1 = Ра + ΔРвых	102300		Задано ΔРвых
29. Относительный перепад температур Δt'т	Δt'т = ?t / Тт	0.17
30. Давление газов перед турбиной Рт, Па	Рт = Р1 * πт πт = 1.73	176979		πт находиться в приложении 5 по данным Δt'т
31. Плотность газа перед турбиной, кг/м3	ρт = Рт / R * Tт	0.89		R=288 Дж/кг К
32. Скорость течения газа перед турбиной, м/с	Cт = Gr / zпр* ρт * F	145.8		zпр = 0,2
33. Диаметр канала dкан, мкм	Принимается (100-250)	200
34. Требуемая скорость движения капли, м/с	Cw = Cт + +[(16(G’w)1.5-4860)/dкап]	123		dкап в мкм
35. Коэффициент теплопроводности воды, Вт/(мºС)	λw =λw* (tw)	0,00668		[9] Принимается 0,00668
36. Коэффициент кинематической вязкости ,м2/с	υw =υw* (tw)	0,000000365		[9] Принимается 0,000000365
37. Коэффициент температуропроводности от газа к капле ,м2/с	αw = αw* (tw)	0,0000163		[9] Принимается 0,0000163
38. Критерий Pr для капли	Prw = Pr * (tw)	2,23		[9] Принимается 2,23
39. Критерий Re для капли	Rew = (Cw* dкап ) / υw= (4,45*0,0002)/ /0,000000365=2437	2437		dкап в м
40. Критерий Nu	Nuw = 0,66*Rew0.5*Prw0.33= 0,66*(2437)0,5*(2,23)0,33= =42,7	42,7
41. Коэффициент теплоотдачи от капли к газу, Вт/(м2ºС)	α'w = Nuw* λw / dкап= =42,46*0,00668/200*106= =1418-	1418
42. Расхождение, %	|δαw| =| (αw-α’w) / α’w | *100 =|(9379-1691)/1691|*100= =0,05 При δαw ≤ 1% -переход к п.43 При δαw>1%-возврат в п.32	0.05		δαw ≤ 1%
43. Расстояние от соплового аппарата до места установки форсунки, м	Lф = Уф* (dкап102/Тт * Cт)= =0,7*(200*102/693*28,74)= 0,7	0.7		dкап в мкм Уф = 0,7

6. Выводы:

На базе турбокомпрессора ТКР-23 для двигателя прототипа 6ЧРН 36/45 был подобран и рассчитан ГТНА турбокомпрессор ТКР-23 с характеристиками:

- степень повышения давления в компрессоре – 1.6

- максимальная допустимая температура газа:

• при длительной работе (не более) - 650 ^ОС
• в течение 1 часа – 600 ^ОС

- диаметр колеса компрессора – 250 мм

- диаметр колеса турбины – 200 мм

- к.п.д. турбины – 0,83

- к.п.д. компрессора – 0,78

При расчете курсовой работы мне было необходимо сбалансировать мощности турбины и компрессора, разница между которыми составила 0,01%, это обеспечилось за счет варьирования КПД.

Загрязнение проточной части компрессора происходит в следствии попадания частиц масла через уплотнения между колесом компрессора и подшипником, и наличием мелкодисперсного аэрозоля в воздухе поступающего после фильтра, наличие в воздухе паров топлива и масла.

Промывка должна осуществляться в зависимости от сорта топлива и гистограмм нагрузок, и должна выполняться каждые 80-100 часов работы.

Для промывки турбины и компрессора в качестве средства мы использовали: растворы поверхностно-активных веществ: «Чистра», «Синвал», МС, «Термос». Использование воды может привести к преждевременной коррозии проточных частей ГТНА, а использование дизельного топлива или керосина ухудшает взрывопожаробезопасность на судне.

- для промывки компрессора потребуется моющей жидкости Qт1 = 0,146кг,

Qт2 = 0,293кг;

- для промывки турбины потребуется моющей жидкости С_w= 79,4 кг. Общее время промывки турбины составляет τ_ПР = 335 сек.

Ввиду того, что:

- потери давления на входе в компрессор ΔРвх = 2000 Па.

Можно сделать вывод, что воздушные фильтры засорены;

- потери давления воздухоохладителя ΔРох = 6000 Па.

Вывод: воздухоохладитель, система охлаждения работают нормально;

- потери давления за турбиной ΔРвых = 1000 Па.

Вывод: турбине не требуется очистка фальштрубы.

Схема безразборной очистки ТК

РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА

1. Слободянюк Л.И., Поляков В.И. Судовые паровые и газовые турбины и их эксплуатация. - Л.: Транспорт, 1983. - 358 с.

2. Зайцев В.И., Моисеев А.А., Грицай Л.Л. Судовые паровые и газовые турбины. - Л.: Транспорт, 1981. - 369 с.

3. Курзон А.Г. Теория судовых паровых и газовых турбин. - Л.: Судостроение, 1971.- 389 с.

4. Турбокомпрессоры для наддува дизелей. Справочное пособие. - Л.: Машиностроение, 1975. - 199 с.

5. Дизели. Справочник. -Л.: Машиностроение, 1977. - 480 с.

6. Межерицкий А.Д. Турбокомпрессоры систем наддува судовых дизелей. - Л.: Судостроение, 1986. - 247 с.

8. Возницкий И.В. Техническая эксплуатация двигателей промысловых судов. - М.: Пищевая . промышленность, 1969,- 367с.

9. Инструкция по эксплуатации турбокомпрессора.

10. Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи. - М.: Энергия, 1973.

11. Журнал "Двигателестроение".

12. Атлас конструкций турбокомпрессора.

13. Конспекты лекций по дисциплине судовые турбомашины

14. Гурьев В. Г.Газотурбинный наддув ДВС.

15. Гурьев В.Г. Основные сведения о судовых ДВС.