Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор исходных данных для расчёта газотурбинного наддува

2. Расчёт центробежного компрессора

2.1 Параметры воздуха на входе в рабочее колесо

2.2 Размеры рабочего колеса

2.3 Параметры воздуха на выходе из рабочего колеса

2.4 Размеры щелевого диффузора

2.5 Параметры воздуха на выходе из щелевого диффузора

2.6 Размеры лопаточного диффузора

2.7 Параметры воздуха на выходе из лопаточного диффузора

2.8 Параметры потока на выходе из лопаточного диффузора

3. Расчёт осевой турбины

3.1 Параметры газа за турбиной

3.2 Параметры газа перед турбиной

3.3 Выбор оптимальной окружной скорости

3.4 Расчет сопел и рабочих лопаток

3.5 Потери в турбине, КПД и мощность

3.6 Треугольники скоростей при различных значениях окружной скорости

4. Мои решения при проектировании турбокомпрессора

Список используемой литературы

Введение

Значительно снижение габаритных показателей двигателей внутреннего сгорания оказалось возможным при использовании форсирования за счет турбонаддува. В настоящее время широкое распространение получил турбонаддувочный агрегат, состоящий из газовой турбины и центробежного или осевого компрессора.

Компрессор, устройство для сжатия и подачи воздуха или другого газа под давлением. К. впервые стали применяться в середине 19 в., в России строятся с начала 20 в.

Основы теории центробежных машин были заложены Л. Эйлером, теория осевых компрессоров и вентиляторов создавалась благодаря трудам Н. Е. Жуковского, С. А. Чаплыгина и других учёных.

Центробежный компрессор в основном состоит из корпуса и ротора, имеющего вал с симметрично расположенными рабочими колёсами. Во время работы центробежного компрессора частицам газа, находящимся между лопатками рабочего колеса, сообщается вращательное движение, благодаря чему на них действуют центробежные силы. Под действием этих сил газ перемещается от оси компрессора к периферии рабочего колеса, претерпевает сжатие и приобретает скорость. Сжатие продолжается в кольцевом диффузоре из-за снижения скорости газа, то есть преобразования кинетической энергии в потенциальную.

Регулирование работы центробежного компрессора осуществляется различными способами, в том числе изменением частоты вращения ротора, дросселированием газа на стороне всасывания и др.

Осевой компрессор имеет ротор, состоящий обычно из нескольких рядов рабочих лопаток. На внутренней стенке корпуса располагаются ряды направляющих лопаток. Всасывание газа происходит через канал, а нагнетание через канал. Одну ступень осевого компрессора составляет ряд рабочих и ряд направляющих лопаток. При работе осевого компрессора вращающиеся рабочие лопатки оказывают на находящиеся между ними частицы газа силовое воздействие, заставляя их сжиматься, а также перемещаться параллельно оси компрессора (откуда его название) и вращаться. Решётка из неподвижных направляющих лопаток обеспечивает главным образом изменение направления скорости частиц газа, необходимое для эффективного действия следующей ступени. В некоторых конструкциях осевых компрессоров между направляющими лопатками происходит и дополнительное повышение давления за счёт уменьшения скорости газа

Зависимость давления, потребляемой мощности и кпд от производительности для нескольких постоянных частот вращения ротора при одинаковой температуре всасываемого газа представляют в виде рабочих характеристик. Регулирование осевых компрессоров осуществляется так же, как и центробежных.

Техническое совершенство осевых, центробежных компрессоров оценивают по их механическому кпд и некоторым относительным параметрам, показывающим, в какой мере действительный процесс сжатия газа приближается к теоретически наивыгоднейшему в данных условиях.

Газовая турбина, тепловой двигатель непрерывного действия, в лопаточном аппарате которого энергия сжатого я нагретого газа преобразуется в механическую работу на валу. Нагревание сжатого газа может осуществляться в камере сгорания. Первые газовые турбины появились в конце 19 в. как часть газотурбинного двигателя и по конструктивному выполнению были близки к паровой турбине. Газовые турбины представляет собой ряд последовательно расположенных неподвижных лопаточных венцов соплового аппарата и вращающихся венцов рабочего колеса, образующих её проточную часть. Сопловой аппарат в сочетании с рабочим колесом составляет ступень турбины. Ступень состоит из статора, в который входят неподвижные детали (корпус, сопловые лопатки, бандажные кольца), и ротора, представляющего собой совокупность вращающихся частей (рабочие лопатки, диски, вал).

Газовые турбины классифицируют по направлению газового потока, количеству ступеней, способу использования теплоперепада и способу подвода газа к рабочему колесу. По направлению газового потока различают газовые турбины осевые (наиболее распространены) и радиальные, а также диагональные и тангенциальные. В осевых газовых турбинах поток в меридиональном сечении движется в основном вдоль оси турбины, в радиальных турбинах -- перпендикулярно оси. Радиальные турбины могут быть центростремительными и центробежными. В диагональной турбине газ течёт под некоторым углом к оси вращения турбины. Рабочее колесо тангенциальной турбины не имеет лопаток, такие турбины применяются при очень малом расходе газа, например в приборах газовые турбины бывают одноступенчатые и многоступенчатые. Число ступеней определяется назначением турбины, её конструктивной схемой, мощностью, развиваемой одной ступенью, а также срабатываемым перепадом давления. По способу использования располагаемого теплоперепада различают турбины со ступенями скорости, в рабочем колесе которых происходит только поворот потока, без изменения давления (активные турбины), и турбины со ступенями давления, в которых давление уменьшается как в сопловых аппаратах, так и на рабочих лопатках (реактивные турбины). Газ может подводиться к рабочему колесу по части окружности соплового аппарата (парциальные газовые турбины) или по полной его окружности.

Процесс преобразования энергии в многоступенчатой турбине состоит из ряда последовательных процессов в отдельных ступенях. Сжатый и подогретый газ с начальной скоростью поступает в межлопаточные каналы соплового аппарата, где в процессе расширения происходит преобразование части располагаемого теплоперепада в кинетическую энергию вытекающей струи. Дальнейшее расширение газа и преобразование теплоперепада в полезную работу происходит в межлопаточных каналах рабочего колеса. Поток газа, действуя на рабочие лопатки, создаёт крутящий момент на валу турбины. При этом абсолютная скорость газа уменьшается. Чем меньше эта скорость, тем большая часть располагаемой энергии газа преобразуется в механическую работу на валу турбины. Рабочие лопатки воспринимают усилия, возникающие как вследствие изменения направления скорости газа, обтекающего их (активное действие потока), так и в результате ускорения потока газа при его относительном движении в межлопаточных каналах (реактивное действие потока).

Совершенство газовые турбины характеризуется эффективным кпд, представляющим собой отношение работы, снимаемой с вала, к располагаемой энергии газа перед турбиной. Эффективный кпд современных многоступенчатых турбин достигает 0,92-- 0,94.

Дальнейшее развитие газовых турбин зависит от возможности повышения температуры газа перед турбиной, что связано с созданием жаропрочных материалов и надёжных систем охлаждения лопаток, совершенствования проточной части и др.

1. Выбор исходных данных для расчёта газотурбинного наддува

Исходные данные:

1. Мощность двигателя = 1250 кВт;

2. Частота вращения n = 1050 ;

3. Число цилиндров двигателя i = 8;

4. Рабочий объём цилиндра V_s= 0.010640 ;

5. Коэффициент тактности z = 0,5;

6. Удельный расход топлива g_e=0.192 ;

7. Коэффициент наполнения ?_н = 0,881;

8. Коэффициент продувки ?_пр = 1,15;

9. Температура выхлопных газов двигателя T_т= 800 К;

10. Коэффициент избытка воздуха ?=1,7

2. Расчёт центробежного компрессора

1. Расход воздуха:

,

где :

= 0,192 - удельный расход топлива;

= 1250 кВт - мощность двигателя;

?_пр = 1,15 - коэффициент продувки;

?=1,7 - коэффициент избытка воздуха;

l₀ = 14,325 - теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1 кг топлива.

2. Степень повышения давления в компрессоре:

где:

МПа - давление наддува;

МПа - давление атмосферного воздуха;

МПа - потеря давления за компрессором при наличии воздухоохладителя;

МПа - потеря давления на всасывание в воздушном фильтре и глушителе;

3. Изоэнтропийная работа сжатия воздуха в компрессоре:

кДж/кг

где :

к = 1,4 - показатель изоэнтропы для воздуха;

С_р = 1,005 - удельная теплоёмкость для воздуха;

Т₀ = 298 К - температура атмосферного воздуха;

4. Окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса компрессора:

м/с,

где - коэффициент напора.

5. Осевая скорость на входе в рабочее колесо:

м/с,

где C_a = 0,25 - коэффициент расхода.

2.1 Параметры воздуха на входе в рабочее колесо

1. Температура:

К,

где - удельная теплоёмкость для воздуха.

2. Давление:

МПа,

где n₁=1,36 - показатель политропы расширения во входном устройстве.

3. Плотность:

.

2.2 Размеры рабочего колеса

1. Площадь проходного сечения на входе:

2. Диаметр на выходе:

м,

где:

;

.

3. Диаметр на входе:

м

4. Диаметр ступицы:

м

5. Число лопаток колеса:

6. Частота вращения рабочего колеса компрессора:

7. Коэффициент мощности:

8. КПД компрессора:

,

где - коэффициент трения диска.

2.3 Параметры воздуха на выходе из рабочего колеса

1. Температура:

или

2. Давление:

МПа,

где n₂ = 1,6 - показатель политропы сжатия;

3. Плотность:

.

4. Ширина рабочего колеса на выходе:

м,

где м/с.

5. Абсолютная скорость на выходе из рабочего колеса:

м/с,

где м/с

6. Угол на выходе из рабочего колеса:

2.4 Размеры щелевого диффузора

1. Диаметр:

м.

2. Ширина:

м.

3. Скорость на выходе из щелевого диффузора:

м/с,

где - плотность потока на выходе и диффузора.

2.5 Параметры воздуха на выходе из щелевого диффузора

1. Температура:

К.

2. Давление:

МПа,

где - показатель политропы сжатия.

Плотность:

.

2.6 Размеры лопаточного диффузора

1. Диаметр:

м.

2. Ширина:

м.

3. Число лопаток диффузора:

Принимаем .

4. Площадь по горловинам диффузора на входе:

м²,

где - коэффициент изменения скорости и плотности в косом срезе.

5. Угол потока на входе:

6. Угол установки лопаток на входе:

7. Угол установки лопаток на выходе:

8. Угол потока на выходе:

9. Скорость на выходе из лопаточного диффузора:

м/с,

где - плотность потока на выходе из диффузора.

2.7 Параметры воздуха на выходе из лопаточного диффузора

1. Температура:

К.

2. Давление:

МПа,

где .

3. Плотность:

.

2.8 Параметры потока на выходе из лопаточного диффузора

1. Скорость:

Принимается м/с.

2. Температура:

К.

3. Давление:

МПа,

где .

4. Расчетная степень повышения давления в компрессоре:

.

5. Расчетная изоэнтропическая работа в компрессоре:

кДж/кг

6. Потребляемая мощность компрессора:

кВт.

3. Расчёт осевой турбины

1. Исходные данные для расчета турбины:

кг/с.

мин^-1

2. Коэффициент импульсности расхода:

3. Расчетный расход через турбину:

кг/с.

4. Внутренний КПД турбины (без поправки на импульсность):

Принимается

5. Поправочный коэффициент на импульсность:

6. КПД турбины:

7. КПД турбокомпрессора:

,

где - механический КПД.

1. Изоэнтропийный перепад тепла в турбине:

кДж/кг.

2. Коэффициент импульсности перепада тепла в турбине:

3.1 Параметры газа за турбиной

1. Изоэнтропийный расчетный перепад температур в турбине:

К,

2. Температура газа за турбиной:

К,

где К - температура газа перед турбиной (из расчёта процесса в цилиндрах ПДВС).

3. Давление за турбиной:

Принимается МПа.

4. Плотность газа за турбиной:

.

3.2 Параметры газа перед турбиной

1. Относительный изоэнтропийный перепад температур в турбине:

.

2. Расчетная степень понижения давления в турбине:

3. Расчетное давление на входе в турбину:

МПа.

3.3 Выбор оптимальной окружной скорости

1. Окружная скорость:

см. Таблица №1

2. Угол выхода из сопла:

Принимаем .

3. Условная изоэнтропийная скорость:

м/с.

4. Степень реактивности:

Принимаем .

5. Скорость истечения из сопел:

м/с,

где - коэффициент скорости в соплах.

6. Относительная скорость на входе в рабочие лопатки (из треугольников скоростей):

см. Таблица №1

7. Угол:

см. Таблица №1

8. Относительная скорость на выходе из рабочих лопаток:

см. Таблица №1

9. Теплоперепад в соплах:

кДж/кг.

10. Относительный перепад температур в соплах:

.

11. Степень понижения давления в соплах:

12. Давление за соплами:

МПа.

13. Температура за соплами:

К.

14. Плотность за соплами:

.

17. Угол выхода из рабочих лопаток:

см. Таблица №1

18. Окружная составляющая:

см. Таблица №1

19. Окружной КПД:

см. Таблица №1

19. Отношение скоростей:

см. Таблица №1

20. Оптимальная окружная скорость:

Определяем по кривой

Таблица 1

u	?1	C1	w1	?1	C1u	w2	?2	C2	C2u	?2	?u
100	15	409	313	20	395	409	17	315	292	22	0,482	0,187
110	15	409	304	20	395	403	17	300	276	23	0,518	0,206
120	15	409	295	21	395	397	17	285	259	24	0,551	0,225
130	15	409	285	22	395	392	18	271	243	26	0,582	0,244
140	15	409	276	23	395	386	18	256	227	28	0,611	0,262
150	15	409	267	23	395	381	18	242	212	29	0,639	0,281
160	15	409	258	24	395	375	18	229	196	31	0,663	0,300
170	15	409	249	25	395	370	19	216	180	34	0,686	0,318
180	15	409	240	26	395	365	19	203	165	36	0,707	0,337
190	15	409	231	27	395	360	19	191	150	38	0,726	0,356
200	15	409	222	28	395	355	19	179	135	41	0,744	0,375
210	15	409	213	30	395	351	20	169	120	45	0,759	0,393
220	15	409	204	31	395	346	20	158	105	48	0,773	0,412
230	15	409	196	33	395	342	20	149	91	52	0,784	0,431
240	15	409	188	34	395	338	20	141	77	57	0,794	0,450
250	15	409	179	36	395	334	21	134	63	62	0,803	0,468
260	15	409	171	38	395	331	21	128	49	68	0,810	0,487
270	15	409	164	40	395	327	21	123	35	73	0,815	0,506
280	15	409	156	43	395	324	21	120	22	79	0,819	0,524
290	15	409	149	45	395	321	22	119	9	86	0,822	0,543
300	15	409	142	48	395	319	22	118	-4	92	0,823	0,562
310	15	409	136	51	395	316	22	119	-17	98	0,823	0,581
320	15	409	130	55	395	314	22	122	-29	104	0,822	0,599
330	15	409	124	58	395	312	22	125	-41	109	0,820	0,618
340	15	409	119	63	395	311	22	130	-53	114	0,817	0,637
350	15	409	115	67	395	309	22	135	-64	118	0,812	0,656

u_opt = 300

w₂ = 318

?₂ = 22

C₂ = 118

?_u = 0,823

3.4 Расчет сопел и рабочих лопаток

1. Средний диаметр турбины:

м,

где - частота вращения турбины.

2. Высота сопел:

м.

3. Высота рабочих лопаток:

м.

4. Отношение высот рабочих лопаток и сопел (проверка):

_.

3.5 Потери в турбине, КПД и мощность

1. Потери в соплах:

кДж/кг.

2. Потери в рабочих лопатках:

кДж/кг.

3. Абсолютная скорость за рабочими лопатками (из треугольника скоростей):

С₂= 118 м/с.

4. Потеря с выходной скоростью:

кДж/кг.

5. Потеря в радиальном зазоре:

кДж/кг,

где - радиальный зазор,

.

6. Потеря на трение рабочего колеса о газ:

кДж/кг,

где - коэффициент.

7. Внутренний КПД турбины:

,

8. Относительный эффективный КПД турбины:

.

9. Мощность турбины:

кВт.

10. Мощность компрессора (получена ранее):

кВт, совпадение достаточное.

3.6 Треугольники скоростей при различных значениях окружной скорости

Рис.1

4. Мои решения при проектировании турбокомпрессора

При проектировании этого турбокомпрессора мною было изучено и рассмотрено несколько вариантов конструкции, имеющих значительные принципиальные отличия друг от друга. Но в результате подробного детального рассмотрения каждого из них была выбрана данная конструкция, как наиболее оптимальная по соотношению: простота конструкции, простота эксплуатационного обслуживания, легкость сборки, наименьшие габариты и металлоемкость.

Турбокомпрессор выполнен с центробежным компрессором и осевой турбиной, так как мощность двигателя превышает 800 кВт и при использовании осевой турбины были получены меньшие габариты, чем при использовании центростремительной турбины.

Конструктивно турбокомпрессор состоит из корпуса состоящего из нескольких частей, в котором размещены неподвижные элементы компрессора и турбины, подшипники, связанные одним валом.

Рабочее колесо компрессора отливается из сплава типа АЛ4 в гипсовые формы, полученные по эластичным моделям. Рабочее колесо турбины изготавливается методом литья по выплавляемым моделям из жаропрочного никелевого сплава типа АНВ-300. Корпус изготавливается из жаропрочного чугуна.

Изначально я планировал использовать конструкцию с расположением подшипников перед компрессором и за турбиной. Однако по сравнению со схемой расположения: за компрессором и перед турбиной, наряду с выигрышем в простоте обслуживания подшипников я получил серьезный проигрыш в габаритных размерах и усложнение подвода воздуха в осевом направлении к компрессору, в итоге я решил использовать второй вариант как наиболее мне интересный. В корпусе установлены шариковые радиально-упорные подшипники. Для уменьшения протечки масла в зазорах между корпусом и валом используются масло сгонные резьбы возле турбины и возле компрессора. С целью разгрузить подшипники я решил сделать агрегат усилия компрессора и турбины в котором компенсируются друг другом в следствии того что действуют в противоположные стороны. В результате я получил достаточно интересную конструкцию, но столкнулся с более жесткими требованиями к системе смазки подшипников и системе охлаждения, так как получил достаточно компактный корпус и необходимость качественной смазки подшипников и отводом от них теплоты, для того что бы они максимально долго не выходили из строя.

Для смазывания и охлаждения подшипников используется дизельное масло, которое подается из накопительного бака, подсоединенного к системе смазки двигателя. Такой вид смазки позволяет отводить большое количества тепла образующегося из-за трения шарика подшипника о наружное и внутреннее кольцо. Масло подается под давлением.

Для уменьшения нагревания корпуса ТК и подшипников установленных в нем от выхлопных газов и воздуха повышенного давления применяется жидкостное охлаждение.

Колесо компрессора и турбины надеты на шлицы, в то время как сопловой аппарат жестко закреплен к корпусу четырьмя болтами. Выбор такого вида крепления продиктован условиями простоты сборки и разборки для данной конструкции.

Данная конструкция мне кажется достаточно продуманной. Однако я предполагаю что эту конструкцию можно усовершенствовать, например, несколько изменить систему смазки подшипников и систему охлаждения за счет чего получить меньшие габариты, но это возможно сделать лишь при глубоком просчете этих систем.

центробежный компрессор турбина агрегат

Список используемой литературы

1. Агрегаты турбонаддува двигателей внутреннего сгорания: Методические указания: Сост.: А.М.Захаров, И.В. Котляр. Горький , 1986.

2. Общие требования к оформлению чертежей и пояснительных записок курсовых и дипломных проектов. НГТУ: Сост. Ю.Н. Ручкин. Н.Новгород, 2001.

3. Турбонаддувочные агрегаты : Р.В. Русинов, 1981.

4. Конспект лекций по агрегатам наддува: П.В. Семашко.

Размещено на Allbest.ru