Турбокомпрессор двигателя внутреннего сгорания КП.02.43/2-180.40365.ПЗ

TPL-85B12-5_Осевое усилие.doc

6 РАСЧЕТ ОСЕВОГО УСИЛИЯ ДЕЙСТВУЮЩЕГО НА РОТОР
Осевое усилие действующее на ротор определяется как результирующая сил действующих на рабочие колеса компрессора турбины а так же все уступы ротора. Результирующее осевое усилие воспринимается опорно-упорным подшипником установленным со стороны компрессора. Силы действующие на поверхности рабочих колес вычисляются по данным газодинамического расчета компрессора и турбины. Схема действия сил приведена на рисунках.
1 Осевое усилие со стороны компрессора
Рис. 4 Схема для определения осевой силы действующей на РК компрессора.
Сила действующая со стороны входа в РК
где 0171 м – диаметр втулки;
56 м – периферийный диаметр;
719 Па – давление воздуха на входе в РК;
78 кгм3 – плотность воздуха на входе в РК;
64 мс – осевая составляющая абсолютной скорости.
Сила от давления на РК со стороны переднего осевого зазора
где 0856 м – наружный диаметр рабочего колеса;
6108 Па – давление воздуха за РК.
Сила действующая со стороны диска до входа в уплотнение
где 0825 м – периферийный диаметр уплотнения РК.
Сила действующая со стороны уплотнения на диск
где Па – давление в уплотняющей полости;
9 м – корневой диаметр уплотнения РК.
Сила действующая на диск от уплотнения до вала
где Па – давление в прикорневой полости
75 м – диаметр вала.
здесь 103330 Па – давление за РК турбины.
Результирующая сил в соответствии со схемой
2 Осевое усилие со стороны турбины
Рис. 5 Схема для определения осевой силы действующей на РК турбины.
Осевая сила действующая на лопаточный аппарат РК
где 284 кгс – расход газа через турбину;
9 мс – осевая составляющая абсолютной скорости входа в РК;
8 мс – осевая составляющая абсолютной скорости выхода из РК;
1891 Па – давление на среднем диаметре;
93 м – средний диаметр РК турбины;
32 м – высота рабочих лопаток.
Сила давления на диск со стороны входа газов
где 132294 Па – давление в прикорневой полости за СА;
61 м – корневой диаметр РК
Сила давления на диск РК со стороны выхода газов
где 99670 Па - давление в прикорневой полости за РК;
м - периферийный диаметр уплотнения РК.
Сила давления на диск от уплотнения со стороны выхода газов
45 м – корневой диаметр уплотнения РК.
3 Результирующая осевая сила действующая на ротор

TPL-85B12-3_профилирование.doc

4 ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПРОФИЛЕЙ СОПЛОВЫХ
И РАБОЧИХ ЛОПАТОК В КОРНЕВОМ СЕЧЕНИИ
Угол входа потока в сопловой аппарат
Оптимальный относительный шаг
Оптимальный угол установки
Момент инерции Jmin см4
Момент сопротивления Wmin см3
2.1. На среднем диаметре
2.2. На внутреннем(корневом) диаметре
2.3. На наружном (периферийном) диаметре

TPL 85-B V8.cdw

Титул.doc

по дисциплине “судовые турбомашины”
ТУРБОКОМПРЕССОР СУДОВОГО ДВС
КП.02.432-180.40365.ПЗ

Прогиб вала.cdw

КП.19.022-180.40365.
Рисунок 6. Схема кривой прогиба ротора
Многоугольник внешних сил
Многоугольник фиктивных сил

TPL-85B12-7_Расчет вала.doc

8 РАСЧЕТ ВАЛА НА КРУЧЕНИЕ И ИЗГИБ
где 51751 кВт мощность турбины;
0 обсек частота вращения вала.
Полярный момент сопротивления
где 0105 м диаметр вала.
Касательное напряжение кручения вала
Площадь сечения вала
Нормальные напряжения изгиба и растяжения
где 45200 Н·м изгибающий момент;
Приведенное напряжение по теории наибольших касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности
где 350 МПа для стали 40Н.

TPL-85B12-2_турбина.doc

3 РАСЧЕТ ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ
Расчет турбины состоит из предварительного и детального этапов. На предварительном этапе определяются основные геометрические размеры турбинной ступени в сечениях проточной части за сопловым аппаратом и рабочим колесом. Результаты уточняются затем в ходе детального расчета.
Математическая модель рабочего процесса соответствует задаче одномерного расчета турбины по среднему диаметру. Для адиабатного течения совершенного газа математическая модель основывается на следующей системе одномерных уравнений:
турбинного уравнения Эйлера ;
Здесь – коэффициент неизоэнтропийности учитывающий отклонение рабочего процесса от изоэнтропийного из-за потерь энергии. Численно этот коэффициент равен коэффициенту потери полного давления.
Потери энергии в расчетах турбин учитываются коэффициентами потерь:
соплового аппарата ;
1 Исходные данные для расчета
Мощность необходимая для привода компрессора 4901401 Вт;
Расход воздуха в компрессоре 276 кгс;
Степень повышения давления в компрессоре 378;
Частота вращения ротора 9616 обмин;
Окружная скорость колеса компрессора 431 мс;
КПД компрессора 081.
2 Определение необходимых параметров для расчета турбины
Степень понижения давления в турбине
где 082 – коэффициент потери давления воздуха в продувочном тракте;
8 – степень повышения давления в компрессоре.
КПД турбокомпрессора
где 081 – КПД компрессора;
7 – механический КПД.
Начальная температура газов
где 143036 Джкг – полезная изоэнтропийная работа;
3 – показатель адиабаты газов;
3 – отношение расхода газов к расходу воздуха;
9 Дж(кг·К) – газовая постоянная.
Располагаемый перепад энтальпии на турбину
Температура торможения в абсолютном движении за ступенью
Температура торможения потока в относительном движении
где 431 – окружная скорость колеса компрессора.
Параметр согласования
56 м – диаметр РК компрессора;
56 м – периферийный диаметр входа компрессора;
– угол выхода потока из рабочего колеса турбины;
00 кгм3 – плотность лопаток РК турбины (сплав на никелевой
96 К – температура окружающего воздуха;
1 – коэффициент формы рабочих лопаток;
– коэффициент адиабаты для воздуха;
7 Дж(кг·К) – газовая постоянная для воздуха.
Безразмерная плотность тока перед РК компрессора
где – безразмерная скорость
потока воздуха перед
64 мс – скорость потока воздуха перед РК компрессора.
Безразмерная плотность тока за РК турбины
где 039 – безразмерная скорость потока за РК турбины.
где 431 мс – окружная скорость колеса компрессора.
Проверка условий прочности
где 330 МПа – допускаемое напряжение для стали ЭИ-607А.
Условия прочности выполнены.
Ометаемая площадь выхода из РК турбины
где 8500 кгм3 – плотность лопаток РК турбины (сплав на никелевой
16 обмин – частота вращения ротора турбины.
Средний диаметр рабочего колеса турбины
где 6 – отношение среднего диаметра РК турбины к высоте РЛ.
3 Оценка степени реактивности турбинной ступени
Окружная скорость на среднем диаметре
где 0793 м – средний диаметр рабочего колеса турбины;
16 обмин – частота вращения ротора.
Условная скорость рабочего тела
где 212891 Джкг – располагаемый перепад энтальпии на турбину.
Характеристическое отношение
где 399 мс – окружная скорость на среднем диаметре.
Температура торможения за РК
где 747 К – начальная температура газов;
Осевая расходная составляющая скорости за рабочим колесом
где 039 – безразмерная скорость потока за рабочим колесом турбины;
Кинематическая степень реактивности
где – коэффициент расхода.
Относительная величина потери с выходной кинетической энергией
3 мс – условная скорость рабочего тела.
Степень реактивности ступени
4 Оценка степени реактивности у корня проточной части
Высота рабочих лопаток
где 0793 м – средний диаметр рабочего колеса;
– отношение среднего диаметра рабочего колеса компрессора к
высоте рабочих лопаток принято по прототипу.
Высота сопловых лопаток
где 0132 м – высота рабочих лопаток;
Средний диаметр соплового аппарата
Корневой диаметр соплового аппарата
Корневая степень реактивности для закрутки
где 0421 – степень реактивности ступени;
5 Предварительный расчет турбинной ступени по среднему диаметру
5.1 Сопловой аппарат
Теоретическая скорость истечения из соплового аппарата
где 653 мс – условная скорость рабочего тела.
Действительная скорость истечения из соплового аппарата
где 097 – коэффициент скорости.
Критическая скорость
Безразмерные скорости
Давление газов перед турбиной
где 31 – степень понижения давления в турбине;
Па – давление за турбиной;
здесь 101330 Па – атмосферное давление;
00 Па – сопротивление выходного тракта.
Давление за сопловым аппаратом
Температура в конце изоэнтропийного расширения
Температура в конце действительного расширения
Плотность газов за сопловым аппаратом
Площадь выхода соплового аппарата
где 482 мс – действительная скорость истечения из соплового аппарата;
23 кгм3 – плотность газов за сопловым аппаратом;
здесь 276 кгс – массовый расход воздуха в компрессоре;
4 – коэффициент избытка воздуха;
2 – коэффициент продувки;
3 кгкг – теоретическое количество воздуха необходимое для
сгорания 1 кг топлива.
Угол выхода потока из соплового аппарата
где м2 – ометаемая площадь выхода из
здесь 0792 м – средний диаметр соплового аппарата;
31 м – высота сопловых лопаток.
Окружная проекция абсолютной скорости выхода из соплового аппарата
Осевая проекция абсолютной скорости выхода из соплового аппарата
Уточнение корневой степени реактивности
92 м – средний диаметр соплового аппарата;
61 м – корневой диаметр соплового аппарата.
5.2 Расчет рабочего колеса
Окружная скорость на среднем диаметре за сопловым аппаратом
где 0792 м – средний диаметр соплового аппарата;
16 обмин – частота вращения двигателя.
Окружная проекция относительной скорости входа в рабочее колесо
где 460 мс – окружная составляющая абсолютной скорости за сопловым
Осевая проекция относительной скорости входа в рабочее колесо
где 145 мс – осевая составляющая абсолютной скорости за сопловым
Относительная скорость входа потока в рабочее колесо
Угол входа потока в рабочее колесо в относительном движении
Температура торможения перед рабочим колесом в относительном движении
где 647 К – температура в конце расширения в сопловом аппарате;
7 мс – относительная скорость входа потока в рабочее колесо.
Критическая скорость по
Безразмерная относительная скорость входа потока в рабочее колесо
Давление торможения в относительном движении перед рабочим колесом
где 172556 Па – давление за сопловым аппаратом.
Перепад давлений на рабочем колесе
где 103330 Па – давление за турбиной.
Безразмерная теоретическая скорость выхода потока из рабочего колеса
Действительная относительная безразмерная скорость
где 098 – коэффициент скорости.
Относительное давление соответствующее
Коэффициент потери полного давления в рабочем колесе
Температура торможения подсчитываемая по относительной скорости за рабочим колесом
где 399 мс – окружная скорость на среднем диаметре за сопловым
9 мс – окружная скорость на среднем диаметре за рабочим колесом.
Относительная скорость выхода из рабочего колеса
Температура за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении
где 658 К – температура торможения подсчитанная по относительной
скорости за рабочим колесом;
71 – безразмерная теоретическая скорость выхода потока из
Температура газа за рабочим колесом
где 0952 – безразмерная действительная скорость выхода потока из
Плотность газа за рабочим колесом
где 103330 Па – давление за турбиной;
Угол выхода потока из рабочего колеса в относительном движении
где 284 кгс – расход газа через турбину;
5 мс – относительная скорость выхода потока из рабочего колеса;
м2 – ометаемая площадь за
здесь 0973 м – средний диаметр рабочего колеса;
32 м – высота рабочих лопаток.
5.3 Параметры потока за ступенью
Осевая составляющая абсолютной скорости за рабочим колесом
Окружная составляющая абсолютной скорости за рабочим колесом
где 435 мс – относительная скорость выхода из рабочего колеса;
9 мс – окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса.
Абсолютная скорость за рабочим колесом
Угол выхода абсолютной скорости
Температура торможения за рабочим колесом
Давление торможения за рабочим колесом
где 103330 – давление за РК.
Относительная длина диффузора
где 0928 м – наружный диаметр диффузора на входе;
65 м – длина диффузора.
Отношение диаметров диффузора на входе
где 0661 м – корневой диаметр диффузора на входе.
где – угол наклона внутренней стенки диффузора;
– угол наклона наружной стенки диффузора.
Угол раскрытия осевого диффузора
Площадь диффузора на выходе
где 0329 м2 – ометаемая площадь за РК.
Диаметры диффузора на выходе
Скорость потока за диффузором в первом приближении
где 140 мс – относительная скорость выхода из РК.
Температура потока за диффузором
где 11147 Дж(кг К) – удельная теплоемкость газа в изобарном процессе;
2 К – температура газа за РК.
Параметры потока за диффузором
5 – показатель политропы сжатия в диффузоре.
7 Геометрические характеристики соплового аппарата и рабочего колеса
Средняя температура в сопловом аппарате
где 747 К – начальная температура газов перед турбиной;
7 К – температура газа в конце действительного расширения.
Средняя температура в рабочем колесе
где 658 К – температура торможения перед рабочим колесом в
относительном движении;
4 К – температура газа за рабочим колесом.
Ширина сопловых лопаток
1 – относительная ширина сопловых лопаток.
Ширина рабочих лопаток
где 0793 м – средний диаметр рабочих лопаток;
8 – относительная ширина рабочих лопаток.
Угол установки профиля сопловых лопаток
где – угол входа потока в сопловой аппарат;
– угол выхода потока из соплового аппарата.
Угол установки профиля рабочих лопаток
где – угол входа потока в рабочее колесо в относительном движении;
– угол выхода потока из рабочего колеса в относительном
Хорда сопловых лопаток
Хорда рабочих лопаток
Величина относительного шага сопловой решетки
где 01 – относительная толщина профиля сопловой лопатки.
Величина относительного шага рабочей решетки
где 015– относительная толщина профиля рабочей лопатки.
Шаг сопловых лопаток
Шаг рабочих лопаток
Число сопловых лопаток
Число рабочих лопаток
Осевой межвенцовый зазор между сопловым аппаратом и рабочим колесом
8 Расчет потерь энергии
Потери от трения при оптимальной скорости обтекания для направляющих лопаток
здесь – угол входа потока в сопловой аппарат;
– угол выхода потока из соплового аппарата;
Потери от трения при оптимальной скорости обтекания для рабочих лопаток
здесь – угол входа потока в рабочее колесо в относительном
– угол выхода потока из рабочего колеса в относительном
Коэффициент кромочных потерь для направляющих лопаток
где – относительная толщина входных
кромок направляющих лопаток;
м – ширина горла канала;
13 м – шаг сопловых лопаток.
Коэффициент кромочных потерь для рабочих лопаток
кромок рабочих лопаток;
здесь 0793 м – средний диаметр рабочего колеса;
427 м – шаг рабочих лопаток.
Потери на профилях лопаток соплового аппарата
Потери на профилях лопаток рабочего колеса
Поправка учитывающая отклонение от оптимального значения (сжимаемость) для сопловой решетки
где 00224 – потери на профилях лопаток соплового аппарата;
здесь 09 – оптимальное значение безразмерной скорости потока в
72 – безразмерная скорость потока в сопловом аппарате.
Поправка учитывающая отклонение от оптимального значения (сжимаемость) для рабочей решетки
где 00192 – потери на профилях рабочих лопаток;
здесь 08 – оптимальное значение безразмерной скорости выхода
потока из рабочего колеса;
52 – безразмерная скорость выхода потока из рабочего колеса.
Влияние числа Рейнольдса для сопловой решетки
где – число Рейнольдса;
здесь 0923 кгм3 – плотность газов за сопловым аппаратом;
2 мс – скорость истечения из соплового аппарата;
38 м – хорда соловых лопаток;
7 К – температура в конце расширения;
4 – коэффициент избытка воздуха двигателя.
Влияние числа Рейнольдса для рабочей решетки
здесь 0623 кгм3 – плотность газов за рабочим колесом;;
5 мс – относительная скорость выхода из рабочего колеса;;
63 м – хорда рабочих лопаток;
4 К – температура газов за рабочим колесом.
Профильные потери в сопловом аппарате
где 00224 – потери на профилях сопловых лопаток;
0223 – поправка учитывающая отклонение от оптимального
значения (сжимаемость) для сопловой решетки.
Дополнительные потери от нестационарности обтекания рабочих лопаток
здесь 0113 м – шаг сопловых лопаток;
427 м – шаг рабочих лопаток;
9 мс – окружная скорость на среднем диаметре за сопловым
– угол входа потока в рабочем колесе в относительном
35 м – осевой межвенцовый зазор между рабочим колесом и
Профильные потери в рабочем колесе
Вторичные потери в сопловом аппарате
где 00247 – профильные потери в сопловом аппарате;
34 м – ширина горла соплового канала;
Вторичные потери в рабочем колесе
где 0013 м – ширина горла рабочего канала;
Суммарный коэффициент потерь в сопловом аппарате
Суммарный коэффициент потерь в рабочем колесе
Коэффициент скорости в сопловом аппарате
Коэффициент скорости в рабочем колесе
9 Уточненный расчет турбинной ступени по среднему диаметру
9.1 Сопловой аппарат
Показатель адиабаты Пуассона
где 697 К – средняя температура в сопловом аппарате.
где 655 мс – условная скорость рабочего тела.
где 0981 – коэффициент скорости.
5 – показатель адиабаты газов;
где Па – давление за турбиной;
где 284 кгс – расход газа через турбину.
9.2 Расчет рабочего колеса
Показатель адиабаты Пуассона
где 616 К – средняя температура в рабочем колесе.
где 462 мс – окружная составляющая абсолютной скорости за сопловым
где 159 мс – осевая составляющая абсолютной скорости за сопловым
где 640 К – температура в конце расширения в сопловом аппарате;
9 мс – относительная скорость входа потока в рабочее колесо.
где 171891 Па – давление за сопловым аппаратом.
где 653 К – температура торможения подсчитанная по относительной
74 – безразмерная теоретическая скорость выхода потока из
где 0956 – безразмерная действительная скорость выхода потока из
7 мс – относительная скорость выхода потока из рабочего колеса;
29 м2 – ометаемая площадь за рабочим колесом.
9.3 Параметры потока за ступенью
где 437 мс – относительная скорость выхода из рабочего колеса;
9.4 Расчет диффузора
Скорость потока за диффузором
где 139 мс – относительная скорость выхода из РК.
3 К – температура газа за РК.
10 Расчет закрутки ступени
Корневой радиус соплового аппарата
Корневой радиус рабочего колеса
где 0792 м – средний диаметр рабочего колеса турбины;
31 м – высота рабочих лопаток.
Периферийный радиус соплового аппарата
где м – шаг изменения радиуса соплового
Периферийный радиус рабочего колеса
где м – шаг изменения радиуса рабочего колеса.
Дальнейший расчет во избежание арифметических ошибок а также для удобства контроля и наглядности производится в табличной форме (см. табл. 3.1).
Таблица 3.1 – Результат расчета закрутки ступени
Наименование расчетных величин
Расчетные радиусы соплового аппарата м
Расчетные радиусы рабочего колеса м
Степень реактивности на расчетных
Теоретическая скорость истечения из СА мс
Действительная скорость истечения из СА мс
Окружная составляющая скорости истечения С1 мс
Осевая составляющая скорости истечения
Безразмерная теоретическая скорость истечения из СА
Безразмерная действительная скорость истечения
Давление за сопловым аппаратом Па
Температура газов на выходе из СА К
Плотность газов на выходе из СА кгм3
Окружная скорость в сечениях за СА мс
Окружная скорость в сечениях за РК мс
Проекции относительной скорости входа в РК мс
Относительная скорость входа в РК мс
Продолжение таблицы 3.1
Угол входа потока в РК в относительном движении град.
Относительная теоретическая скорость истечения из РК мс
Относительная действительная скорость истечения из РК мс
Угол выхода потока из РК в относительном движении град.
Проекции относительной скорости выхода из РК мс
Окружная составляющая абсолютной скорости за РК мс
Осевая составляющая абсолютной скорости за РК мс
Абсолютная скорость потока за РК мс
Угол выхода потока град.
Безразмерная абсолютная скорость за РК
Статическая температура
Статическое давление потока за РК
Статическая плотность потока за РК
11 Параметры ступени
где 212891 Джкг – располагаемый перепад энтальпий на турбину;
Окружной КПД по располагаемому перепаду
где Джкг – изоэнтропийный
располагаемый перепад
энтальпий на турбину.
здесь 139 мс – абсолютная скорость за рабочим колесом.
Мощность трения диска
где 06 – коэффициент;
61 м – корневой диаметр соплового аппарата;
3 мс – окружная скорость на корневом диаметре соплового
66 кгм3 – плотность газов на корневом диаметре соплового
Относительное снижение КПД под влиянием радиального зазора
где 1051 кгм3 – плотность газов у периферийного обвода в осевом зазоре;
0 кгм3 – плотность газов на среднем диаметре соплового аппарата;
– угол выхода потока на периферийном диаметре;
– относительная величина радиального
периферийного зазора над рабочим
здесь 00013 м – радиальный периферийный зазор над рабочим колесом;
32 м – высота рабочих лопаток;
Мощность развиваемая на окружности рабочего колеса
0524 Джкг – окружная работа на среднем диаметре.
Внутренняя мощность ступени
где 0986 – относительное снижение КПД под влиянием радиального
2 Вт – мощность трения диска.
Эффективная мощность турбины
где 097 – механический КПД.
где 203231 Джкг – располагаемый перепад энтальпий на турбину.
Внутренний КПД подсчитанный относительно располагаемого перепада
где 203231 Джкг – изоэнтропийный располагаемый перепад энтальпий на
Газодинамический КПД
где 139 мс – абсолютная скорость за рабочим колесом;
где 4091401 Вт – мощность затрачиваемая в компрессоре.
Относительная мощность компрессора.
где 32940000 Вт – эффективная мощность двигателя.
Рис.3 Схема рабочего процесса осевой турбины в i-S диаграмме
Рис.4 Треугольник скоростей осевой турбины.

TPL-85B12-4_Расчет лопаток.doc

5 РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
Силы действующие на рабочие лопатки турбомашин делятся на статические и динамические: последние возникают при колебаниях лопаток.
1 Статическая прочность
К статическим усилиям относятся: центробежные силы вызывающие в основном напряжения растяжения и усилие со стороны рабочего тела вызывающее напряжение изгиба.
Напряжения растяжения лопатки постоянного сечения
где 8500 кгм3 – плотность лопаток РК турбины;
9 мс – окружная скорость на среднем диаметре;
32 м – длина рабочих лопаток;
93 м – средний диаметр РК турбины.
Действительное напряжение растяжения рабочей лопатки
где 051 – коэффициент формы рабочих лопаток.
где 284 кгс – расход газа через турбину;
0524 Джкг – окружная работа на среднем диаметре;
– степень парциальности;
– число рабочих лопаток.
где 489 мс – абсолютная скорость входа потока в РК;
9 мс – абсолютная скорость выхода потока из РК;
– угол абсолютной скорости входа в РК;
– угол абсолютной скорости выхода из РК;
2556 Па – статическое давление перед РК;
3330 Па – статическое давление за РК;
39 м – шаг рабочих лопаток по среднему диаметру РК.
где 309 см3 – момент сопротивления корневого сечения.
Суммарные напряжения
Температура в корневом сечении рабочей лопатки
где 095 – коэффициент учитывающий теплоотвод в диск;
7 К – температура входа потока в РК;
3 мс – относительная скорость входа потока в РК;
147 Дж(кг К) – теплоемкость газа.
Принимаем материал сталь ХН80ТБЮА (ЭИ 607А)
Углерод не более 008 %
Марганец не более 1 %
Кремний не более 08 %
Предел текучести450 МПа
Временное сопротивление830 МПа
Относительное удлинение после разрыва36 %
Относительное сужение после разрыва49 %
Модуль упругости204105 Па
Коэффициент запаса по длительной прочности
где 480 МПа – длительная прочность выбранного материала.
Коэффициент запаса по пределу ползучести
где 350 МПа – предел ползучести выбранного материала.
2 Динамическая прочность (вибрация лопаток)
Источником вибрационных возмущений являются переменные аэродинамические силы действующие на лопатки при вращении. Если частота этих сил совпадает с частотой собственных колебаний лопаток возникает резонанс при котором напряжения в лопатках значительно увеличиваются.
Статическая частота собственных колебаний лопаток
4105 Па – модуль упругости;
м – приведенная длина лопатки;
см4 – приведенный момент
см2 – приведенная площадь
здесь 132 см – длина рабочих лопаток.
см – ширина лопатки;
6 см4 – момент инерции на наружном диаметре;
6 см4 – момент инерции на внутреннем диаметре;
см2 – площадь профиля на наружном диаметре;
3 см2 – площадь профиля на внутреннем диаметре;
Динамическая частота собственных колебаний лопаток
16 обмин – частота вращения ротора.
Кратность (не лежит в опасной зоне 2 6).
Величина (не лежит в опасной зоне 4 8).

TPL-85B12-9_Список лит-ры.doc

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Расчет центробежного компрессора турбокомпрессора наддува судового ДВС. Методические указания А.Г. Резник Е.В.Кузнецов-Владивосток1992.-38 с.
Расчет осевой газовой турбины турбокомпрессора наддува судового ДВС. Методические указания А.Г. Резник. - Владивосток1995.-29 с.
Л.И. Слободянюк В.И. Поляков. Судовые паровые и газовые турбины и их эксплуатация. Судостроение. Л.1983-358 с.
А.А. Моисеев А.Н Розенберг. Конструирование и расчет прочности судовых паровых и газовых турбозубчатых агрегатов. Судостроение. Л. 1964-512 с.
А.А. Моисеев А.Н Розенберг. Расчет прочности судовых паровых и газовых турбозубчатых агрегатов. Судостроение. Л. 1970-432 с.

TPL-85B12-8_Подшипники.doc

9 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ И РАСХОДА СМАЗОЧНОГО МАСЛА
Для смазки выбираем турбинное масло фирмы SHELL _ MELINA S 30.
Характеристики масла:
коэффициент кинематической вязкости 00000118 м2сек;
коэффициент динамической вязкости001459 Н·секм2;
теплоемкость2100 Дж(кг·К).
1 Опорный подшипник скольжения
где 0105 м – диаметр шейки вала;
где 654 Н – нагрузка на подшипник.
где 160 обсек – частота вращения вала.
Коэффициент грузоподъемности
где 0002 – относительный зазор.
Относительный эксцентриситет015.
Коэффициент сопротивления вращению055.
Коэффициент среднего расхода масла045.
Коэффициент расхода масла05.
где 0015 мм – критическая толщина слоя масла.
Средний расход масла
Принятый расход масла
где 015 м – наружный радиус подушки;
5 м – внутренний радиус подушки.
Радиальный размер подушки
Усилие на одну подушку
где 69372 Н – нагрузка на подшипник;
Рабочая поверхность подушки
где – угол охвата подушки.
Среднее удельное давление
Повышение температуры масла в рабочем слое подшипника
Минимальная толщина слоя
Максимальная толщина слоя
Мощность трения одной подушки
Расход масла на одну подушку
Расход масла через все подушки
Расход масла через входное сечение подушки
Полный расход масла через подшипник
Мощность трения диска
где радсек – угловая скорость;
м – наружный диаметр упорного гребня.
Повышение температуры масла
Общий расход смазочного масла

Содержание.doc

Расчет центробежного компрессора
Расчет осевой турбины
Геометрические характеристики профилей сопловых и рабочих лопаток в
Расчет прочности рабочих лопаток
Расчет осевого усилия действующего на ротор
Определение критической частоты вращения
Расчет вала на кручение и изгиб
Расчет подшипников и расхода смазочного масла
Список используемой литературы
КР.19.022-180.40365.ПЗ
Турбокомпрессор судового ДВС

TPL-85B12-6_Критическая частота.doc

7 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРИТИЧЕСКОЙ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ
При некоторой частоте вращения ротора происходит значительное увеличение прогиба вала что сопровождается большими вибрациями турбомашины и может вызвать аварию при ее длительной работе на указанном режиме. Такая частота вращения называется критической. После перехода через критическую частоту вращения прогиб и вибрация уменьшаются.
Расчет вала на критическую частоту вращения производится на основе графоаналитического метода "веревочных многоугольников".
Масштаб длин чертежа 10 .
Масштаб фиктивных сил 6 .
Полюсное расстояния внешних сил 10 см.
Полюсное расстояния фиктивных сил 10 см.
Модуль упругости 204105 Па.
Момент инерции основного сечения вала
Диаметр участка d см
Момент инерции J см4
Фиктивная нагрузка Q’ см2
Фиктивная нагрузка в масштабе см
Прогиб y в масштабе см
Критическая частота вращения вала

TPL-85B12-1_компрессор.doc

Наиболее эффективным и рациональным средством повышения мощности двигателя внутреннего сгорания является использование газотурбинного наддува под которым понимается подача воздуха в цилиндры под давлением (в результате чего повышается весовой заряд воздуха) за счет использования энергии отработавших газов.
Современные судовые дизели оборудуются разнообразными системами наддува. Если для наддува применяются только турбокомпрессоры то наддув условно называется «чистым» газотурбинным (газотурбинным). Если же кроме турбокомпрессоров используются дополнительные компрессоры (например компрессоры подпоршневых полостей) то такой наддув называется комбинированным.
Как те так и другие системы наддува могут включать турбокомпрессоры с турбинами постоянного давления или с импульсными газовыми турбинами.
В четырехтактных дизелях (главных и вспомогательных) преимущественно используется одноступенчатый газотурбинный наддув с импульсными турбинами. При такой схеме наддува газовая турбина ТК работает на отработавших газах переменного давления и температуры. Выпускные коллекторы цилиндров группируются с учетом максимального использования энергии газов. Такой способ наддува позволяет иметь давление наддувочного воздуха до 250 кПа.
Газотурбинный наддув двухтактных дизелей осуществить труднее чем четырехтактных так как в двухтактных дизелях отсутствует ход выталкивания продуктов сгорания из цилиндров и для очистки цилиндров требуется больший избыток продувочного воздуха и большая мощность газовой турбины. Вместе с тем увеличенное количество воздуха на продувку у двухтактных дизелей является причиной более низкой температуры отработавших газов перед турбиной.
В зависимости от схемы газообмена (типа продувки) наддув двухтактных дизелей как уже было отмечено выше может быть: «чистым» газотурбинным или комбинированным к которому прибегают в тех случаях когда мощность получаемая центробежным компрессором от газовой турбины ТК недостаточна для обеспечения воздухом дизеля.
«Чистый» газотурбинный наддув выполняется в основном в дизелях с прямоточно-клапанной продувкой у которых можно осуществить большую степень предварения выпуска при меньшем суммарном коэффициенте избытка воздуха. В этом случае наддув реализуется либо по одноступенчатой схеме либо по двухступенчатой схеме.
Задачами курсового проекта являются: расчет турбокомпрессора наддува судового ДВС указанного типа на требуемые параметры; определение его геометрических размеров и показателей эффективности; оценка надежности его основных элементов выполнив расчеты на прочность; вычерчивание продольного разреза агрегата.
Тип двигателя 6 RTA 96C Эффективная мощность двигателя Ne кВт 32940
Частота вращения двигателя nд обмин 90
Удельный эффективный расход топлива ge г(кВт·ч) 171
Давление наддувочного воздуха в ресивере Ps МПа 038
РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА
Расчет компрессора выполняется по элементам его проточной части в последовательности – входное устройство рабочее колесо безлопаточный диффузор лопаточный диффузор выходное устройство. Исходными данными для расчета очередного элемента проточной части являются параметры состояния и кинематики рабочего тела полученные в результате расчета предыдущего элемента.
Математическая модель рабочего процесса в компрессоре представляет собой систему одномерных уравнений
турбинного уравнения Эйлера
1 Исходные данные для расчета
Массовый расход воздуха в компрессоре
где г(кВт ч) – удельный эффективный расход топлива;
кВт – эффективная мощность двигателя;
– коэффициент избытка воздуха;
– коэффициент продувки;
кгкг. топл. – теоретическое количество воздуха необходимое
для сгорания 1 кг топлива.
Для удовлетворения потребности двигателя в данном количестве воздуха примем два турбокомпрессора TPL 85-B12.
Давление воздуха во входном сечении впускного корпуса
где Па – атмосферное давление;
Па – перепад давления на воздушном фильтре.
Давление воздуха на выходе из компрессора
где Па – давление наддувочного воздуха в ресивере;
Па – перепад давления на воздухоохладителе.
Степень повышения давления в компрессоре
Удельная теплоемкость воздуха в изобарном процессе
где – показатель адиабаты;
Дж(кг К) – газовая постоянная для воздуха.
Статические показатели воздуха перед входным устройством
где K – температура атмосферного воздуха;
мс – скорость потока воздуха во входном сечении
Полезная изоэнтропийная работа
Окружная скорость колеса компрессора
где 077 – коэффициент изоэнтропийного напора.
2 Входное устройство
Составляющие абсолютной скорости потока на периферии входного сечения рабочего колеса
где 027 – коэффициент расхода;
Абсолютная скорость потока на периферии входного сечения рабочего колеса
Угол входа потока на периферии в абсолютном движении
Окружная скорость на периферии входного сечения
где 065 – относительный периферийный диаметр входа.
Температура воздуха перед рабочим колесом
Дж(кг·К) – удельная теплоемкость воздуха.
Относительная скорость
Число маха на периферии входного сечения
Во избежании возникновения скачков уплотнения в каналах рабочего колеса число Маха должно быть меньше единице. С учетом возможного увеличения местных скоростей в каналах по сравнению со скоростью на входе в судовой практике обычно принимают .
Потери энергии во входном устройстве
где 001 – коэффициент потерь энергии.
Показатель политропы расширения
где К – статическая температура воздуха перед ВУ.
Статические параметры воздуха
Площадь входного сечения
где 276 кгс – массовый расход воздуха в компрессоре.
Оптимальный угол входа в рабочее колесо
Геометрический угол профиля на периферии
где – угол атаки на периферии.
Относительный среднеквадратичный диаметр входного сечения
где 02 – относительный диаметр втулки;
5 – относительный периферийный диаметр входа.
Наружный диаметр рабочего колеса
где 022 м2 – площадь входного сечения.
Частота вращения вала турбокомпрессора
где 431 мс – окружная скорость колеса компрессора.
Геометрические размеры рабочего колеса
периферийный диаметр м;
среднеквадратичный диаметр м;
где 0036 – относительная ширина рабочего колеса на входе.
Минимальное число рабочих лопаток
где 027 – коэффициент расхода.
Максимальное число рабочих лопаток
где 0009 м – минимальный шаг рабочих лопаток на втулке ВНА.
Принятое число рабочих лопаток 24.
Коэффициент учитывающий потери в рабочем колесе из-за конечного числа лопаток (коэффициент циркуляции)
Коэффициент дисковых потерь
где 4 – коэффициент трения диска;
– относительная радиальная скорость воздуха в выходном
Работа сообщаемая воздуху в колесе
Составляющие абсолютной скорости за рабочим колесом
где 0898 – коэффициент циркуляции;
1 мс – окружная скорость колеса компрессора;
Абсолютная скорость потока за рабочим колесом
Температура воздуха за рабочим колесом
где 293 К – температура воздуха перед рабочим колесом;
64 мс – абсолютная скорость потока на периферии сечения
Дж(кг К) – удельная теплоемкость воздуха в изобарном
8906 Джкг – работа сообщаемая воздуху в колесе.
Потери энергии в рабочем колесе
где – коэффициент потерь энергии от диффузорности и поворота
потока в каналах ВНА;
– коэффициент потерь энергии от трения и поворота потока в РК
при переходе от осевого течения к радиальному;
3 мс – относительная скорость;
64 мс – осевая составляющая скорости потока на периферии
входного сечения рабочего колеса.
Показатель политропы сжатия
Параметры воздуха за рабочим колесом
Ширина рабочего колеса на выходе
где 276 кгс – массовый расход воздуха в компрессоре;
56 м – наружный диаметр рабочего колеса.
Относительная ширина рабочего колеса
Относительная погрешность расчетов
где 0036 – выбранная относительная ширина рабочего колеса на входе.
Число Маха за рабочим колесом
где 424 мс – абсолютная скорость потока за рабочим колесом;
9 К – температура воздуха за рабочим колесом;
– показатель адиабаты;
4 Безлопаточный диффузор
Вследствие высокой окружной скорости число Маха больше единицы следовательно дальнейший расчет проводится с учетом торможения потока до дозвуковой скорости на входе в лопаточный диффузор т.е. .
Число Маха на выходе из безлопаточного диффузора
Относительный внешний диаметр безлопаточного диффузора
Абсолютный внешний диаметр безлопаточного диффузора
Температура потока за безлопаточным диффузором
где 389 К – температура воздуха за рабочим колесом.
Скорость потока за безлопаточным диффузором в первом приближении
Коэффициент потерь энергии
где 0015 – коэффициент трения о стенки;
– угол выхода потока.
Потери энергии в безлопаточном диффузоре
Параметры воздуха за безлопаточным диффузором
Ширина безлопаточного диффузора на выходе
Составляющие абсолютной скорости на выходе из безлопаточного диффузора
где 387 мс – окружная составляющая абсолютной скорости за рабочим
56 м – наружный диаметр рабочего колеса;
1 м – абсолютный внешний диаметр безлопаточного диффузора;
15 – коэффициент трения о стенки;
где 172 мс – радиальная составляющая абсолютной скорости за рабочим
4 кгм3 – плотность воздуха за рабочим колесом;
74 кгм3 – плотность воздуха за безлопаточным диффузором;
36 м – ширина рабочего колеса на выходе.
Уточненное значение скорости потока на выходе из безлопаточного диффузора
Относительная погрешность расчета
Угол выхода потока за безлопаточным диффузором
5 Лопаточный диффузор
Угол лопатки диффузора на входе
Угол лопатки диффузора на выходе
где – угол поворота потока в лопаточном диффузоре.
Скорость потока за компрессором
Скорость потока за лопаточным диффузором
где 2 – оптимальная густота лопаточной решетки;
6 м – диаметр выхода;
– угол лопатки диффузора на входе;
– угол лопатки диффузора на выходе.
Принятое число лопаток 24.
Хорда лопаток диффузора
где м – шаг решетки.
Ширина диффузора на выходе
Размеры на входе в межлопаточный канал
Размеры на выходе из межлопаточного канала
Угол раскрытия эквивалентного конического диффузора
где 0384 м – хорда лопаток диффузора.
Коэффициент потерь от трения
где – коэффициент трения.
Коэффициент потерь от расширения
Суммарный коэффициент потерь энергии
Потери энергии в диффузоре
где 354 мс – скорость выхода потока из безлопаточного диффузора.
Температура потока за диффузором
где 414 К – температура потока за безлопаточным диффузором;
4 мс – скорость потока на выходе из безлопаточного диффузора.
Параметры потока за диффузором
Проверочное значение наружного диаметра
где 101 м – абсолютный внешний диаметр безлопаточного диффузора;
74 кгм3 – плотность потока за безлопаточным диффузором;
6 Выходное устройство
где – коэффициент потерь энергии в ВУ.
Температура воздуха на выходе из ВУ
где мс – скорость потока на выходе из компрессора.
Параметры воздуха на выходе из компрессора
Площадь выходного сечения
7 Параметры компрессора
Температура торможения
где 475 K – температура воздуха на выходе из ВУ;
мс – скорость потока на выходе из компрессора;
где 377898 Па – давление воздуха на выходе из компрессора;
– показатель адиабаты.
Степень повышения давления
где Па – атмосферное давление.
где – степень повышения давления принятая в начале расчета.
Располагаемая работа
где K – температура атмосферного воздуха.
Адиабатный КПД компрессора
где Джкг – полезная изоэнтропийная работа.
Мощность необходимая для привода компрессора
Коэффициент изоэнтропийного напора
где – коэффициент циркуляции рабочего колеса;
– коэффициент дисковых потерь.
где 077 – коэффициент изоэнтропийного напора принятый в начале
Рис.1 Схема рабочего процесса центробежного компрессора в i-S диаграмме
Рис.2 Треугольник скоростей центробежного компрессора.

Проточная часть.cdw