• RU
  • icon На проверке: 11
Меню

Турбокомпрессор TPL 73-B

  • Добавлен: 28.06.2022
  • Размер: 725 KB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовой проект - расчёт турбины

Состав проекта

icon
icon
icon Spetsifikatsia1.cdw
icon Spetsifikatsia1.cdw.bak
icon Turbiny_Afanasyev__kopia.docx
icon Афанасьев TPL 73-B.cdw
icon Титульный лист АФанасьев.docx

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Spetsifikatsia1.cdw

Spetsifikatsia1.cdw
Турбокомпрессор TPL 73-B
Пояснительная записка
Расчетно-пояснительная
опорный подшипник турбины
газоподводящий патрубок
корпус газовыпускной
рабочие лопатки турбины
диффузор газовыпускной

icon Turbiny_Afanasyev__kopia.docx

Расчет рабочего процесса в центробежном компрессоре5
1 Определение основных размеров проточной части ТК5
2 Окружная скорость рабочего колеса компрессора6
3 Последовательность расчета рабочего процесса компрессора7
4 Определение параметров выхода из РК8
5 Расчёт безлопаточного диффузора9
6 Расчёт лопаточного диффузора10
7 Выходное устройство11
8 Параметры компрессора11
Расчет рабочего процесс осевой турбины12
2 Распологаемые параметры турбинной ступени12
3 Степень реактивности турбинной ступени13
4 Расчет турбинной ступени по среднему диаметру14
5 Показатели эффективности турбинной ступени16
Расчет прочности рабочей лопатки.17
1 Статическая прочность18
Геометрические характеристики лопаточных аппаратов19
Заключение 19_Toc442395081
Основная цель курсового проекта: изучить состав принцип действия правила эксплуатации и технического обслуживания методы расчета процесса и прочности основных деталей и узлов турбокомпрессора.
Правила эксплуатации определяют периодичность последовательность и объем действий оператора гарантирующих надежную работу турбокомпрессора.
Турбокомпрессор типа TPL состоит из одноступенчатой аксиальной газовой турбины и одноступенчатого осерадиального компрессора. Колесо турбины и ротора выполнены как одно целое а колесо компрессора смонтировано на роторе. Ротор лежит на двух опорных подшипниках. Смазка подшипников осуществляется от смазочной системы ГД. Охлаждающая вода входит в нижнюю часть корпуса турбины проходит через полости охлаждения турбины и компрессора и выходит в верхней части корпуса турбокомпрессора.
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДВС MAN B&W 6S80ME-C
Тип двигателя 5RTA50
Эффективная мощность двигателя Ne кВт 9600
Частота вращения двигателя nд обмин 124
Диаметр цилиндра D мм 500
Ход поршня S мм 2050
Удельный эффективный расход топлива be г(кВт·ч) 0171
Среднее эффективное давление Pe МПа 191
Массовый расход воздуха на двигатель
71 кг(кВт ч) – удельный эффективный расход топлива;
00 кВт – эффективная мощность двигателя;
– коэффициент избытка воздуха;
5 – коэффициент продувки;
Lo = 143 (кг возкг топ)
Так как на данной марке двигателя целесообразней установить один ТК расчетный массовый расход воздуха в компрессоре составит 2080 кгс;
Рис.1. Параметры типоразмерного ряда турбокомпрессоров
Рис.2. Cреднее эффективное давление двухтактных двигателей степень повышения давления компрессора и КПД турбокомпрессоров;
Плотность воздуха перед компрессором определяется по уравнению состояния:
ρ0 = P0RT0 = 100000287298 = 117 кгм3
Объёмный расход связан с массовым очевидным соотношением:
V = = 2080117 = 177 м3с
Выбираем турбокомпрессор из типоразмерного ряда с известным диаметром РК и коэффициент уменьшения напора компрессора:
Выбираем турбины по объемному расходу воздуха:
Выбрали ТК типа TPL 73-В;
Диаметр рабочего колеса d2k= 0506 м;
Коэффициент уменьшения напора компрессора = 0715;
Выбираем: Степень повышения давления компрессора к = 385 (Рис.1)
КПД турбокомпрессора: тк = 068 (Рис.1)
РАСЧЁТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА В ЦЕНТРОБЕЖНОМ КОМПРЕССОРЕ
1 Определение основных размеров проточной части ТК.
С помощью изображения ТК-прототипа пользуясь пропорциями основных элементов и известным диаметром РК найдем диаметры элементов компрессора
d0k= 02 d2k = 0506 = 01012 м;
Периферийный диаметр входа:
d1k= d2k = 0506 = 0385 м;
Относительная высота рабочих лопаток на выходе;
L2k = d2k =0506 = 0081 м;
Диаметр входа в лопаточный диффузор (ЛД):
d3k = d2k =0506 = 0602 м;
Диаметр выхода из лопаточного диффузора (ЛД):
d4k= d2k = 0506 = 078 м
Средний диаметр (РК) турбины:
d2T = 08 d2k = 0506 = 0405 м;
Высота сопловой лопатки турбины:
Высота рабочей лопатки турбины
Периферийный диаметр диффузора за рабочим колесом турбины:
dд = 135 d2к = = 0683 м;
Ширина диффузора за рабочим колесом турбины
bд = 076 d2к = = 0385 м;
Длина вала турбокомпрессора относительно диаметра рабочего колеса компрессора составляет:
L=4 d2к = 4 0506 = 2024 м;
2 Окружная скорость рабочего колеса компрессора
Удельная теплоемкость воздуха в изобарном процессе
где – показатель адиабаты;
Дж(кг К) – газовая постоянная для воздуха.
Температура воздуха перед входом в компрессор:
Давление воздуха перед входом в компрессор:
Принимаем: Po=100 кПа;
Полезная изоэнтропийная часть работы повышения давления совершаемой рабочим колесом компрессора:
h0 = = = 137350 кДжкг.
Коэффициента изоэнтропийного напора:
= ( +α) к = (0715+003) * 086= 064
где =0715 – «коэффициент скольжения»
коэффициент трения диска α = 003÷008 принимаем α=008
КПД компрессора к = 085÷086 принимаем к = 085
Окружная скорость РК:
Частота вращения ротора турбокомпрессора:
n =60 u2к d2К == = 17484 обмин.
3 Последовательность расчёта рабочего процесса компрессора
Плотность воздуха перед рабочим колесом принимается равной плотности перед входом в фильтр-глушитель:
Ометаемая площадь входа в рабочее колесо:
f1 = (d1к2 – d0к 2) = (03852 – 010122) = 0108 м2.
Скорость воздуха перед РК:
Температуру перед РК:
=To - = 298 -= 2845 K
= ( = 100000 ( = 84769 кПа
где: n=139 - показатель политропы; Принимаем n=139 [1] Стр.10
Плотность воздуха перед РК
= To- = 298 - = 28061 K
= ( = 100000 ( = 80753 кПа
Плотность воздуха перед РК:
Среднегеометрический диаметр входа в рабочее колесо делящий площадь входного сечения на две равные части:
Угол входа относительной скорости в рабочее колесо на среднегеометрическом диаметре
= arctg (= arctg (= 36о
Входные кромки рабочего колеса обычно имеют угол входа
л = 1 – (10 ÷30)= 36 – 2 = 34о
Относительная скорость входа потока в рабочее колесо на среднегеометрическом диаметре:
Относительная скорость входа потока в рабочее колесо на периферийном диаметре входа в рабочее колесо:
w1’’ = = = 398 мс где
= = 352 мс окружная скорость на диаметре d1.
Число Маха на диаметре d1 входа в рабочее колесо
Проверка: число Маха должно удовлетворять условию
M1 = 094 ≤ (090÷095) находится в диапазоне 090÷095 что бы не было разрыва уплотнений.
4 Определение параметров выхода из РК
Скорость выхода из РК:
где: cоставляющие абсолютной скорости выхода потока из РК
==1869 мс – радиальная
== 463 * 0715=331 мс – окружная;
Угол выхода абсолютной скорости из РК
=arctg = arctg = 29o
Угол выхода относительной скорости из РК
Коэффициент αтр учитывающий затрату работы колеса на трение в зазоре между корпусом компрессора и рабочим колесом:
αтр = ( )-1 = * (314 * 016 * 04) -1 = 0015
где: = = 016 - относительная высота рабочих лопаток на выходе из рабочего колеса;
с1отн = = 04 - относительная величина расходной составляющей скорости потока в рабочем колесе.
=+ *- ( ) = 2806+ – ) = 4363 K
где: = (+) * = (0715+0015)* = 156489 Дж - работа совершаемая рабочим колесом компрессора.
=( = 80753* ( = 334600 кПа
где: n = 139 показатель политропы;
Плотность воздуха за РК:
Уточняется высота рабочих лопаток рабочего колеса на выходе:
Число Маха на выходе из рабочего колеса:
5 Расчет безлопаточного диффузора
Скорость потока за безлопаточным диффузором:
Температуру потока за безлопаточным диффузором:
Параметры воздуха за безлопаточным диффузором:
где: n=18 – показатель политропы.
Скорость на выходе из безлопаточного диффузора :
Температура на выходе из безлопаточного диффузора:
Давление на выходе из безлопаточного диффузора:
где: n=18 - показатель политропы;
Плотность воздуха на выходе из безлопаточного диффузора в БД:
Число Маха на выходе из безлопаточного диффузора:
6 Расчёт лопаточного диффузора
Угол выхода из диффузора:
α4 = α3 + Δα = 21+18 = 39
Δα = (13÷18)° -угол поворота потока в лопаточном диффузоре.
Скорость выхода из лопаточного диффузоре:= = = 2022 мс;
Температура на выходе из лопаточного диффузора:
= += 4603 + = 465 K;
Давление на выходе из лопаточного диффузора:
= = 372138 = 384149 кПа;
где: n = 15 – показатель политропы;
Плотность воздуха на выходе из лопаточного диффузора:
Скорость на выходе из лопаточного диффузора :
Температура на выходе из лопаточного диффузора:
7 Выходное устройство (улитка).
Скорость воздуха на выходе из улитки обычно составляет 40÷60 мсек иногда до 100 мсек принимается свых= с5= 40 мс.
Принимается какое-либо значение скорости из указанных а также величину показателя политропного процесса nвых = 18÷21 подсчитывается температура воздуха давление и плотность на выходе из компрессора
Tвых = T5 = T4 + ()= 4652+ ()= 4711 K;
8 Параметры компрессора:
Справедливость расчётов проверяется соответствием полученных степени повышения давления компрессора к и КПД величине необходимой для наддува заданного двигателя и значению принятой величине эффективности компрессора.
Здесь кo=409 - заданная степень повышения давления компрессора.
Полезная работа компрессора по результатам расчёта:
Коэффициент полезного действия компрессора
где: hк =156489 Джкг - работа совершённая рабочим колесом.
Проверка полученного значения КПД относительно принятого 0
Проверка полученной степени повышения давления
Мощность необходимая для привода компрессора
Nк = Gв12hк = 2080 156489 = 3254 кВт.
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ
К исходным данным относится выполненный в соответствии с прототипом турбокомпрессора эскиз проточной части турбины пропорционально заданному диаметру рабочего колеса компрессора. Известны таким образом средние диаметры соплового аппарата d 1 и рабочего колеса d2 высоты сопловых l1 и рабочих лопаток l2.
В результате расчёта рабочего процесса уточняются высоты сопловых и рабочих лопаток определяются геометрические характеристики - значения относительного шага сопловых и рабочих лопаток их числа кинематика потока и показатели эффективности.
Как показывает анализ конструкций турбокомпрессоров наддува такие геометрические параметры как высота лопаточного аппарата средний диаметр у турбин турбокомпрессора одного и того же типа могут различаться в зависимости от требуемых параметров двигателя. При этом диаметры диска турбины т.е. корневой диаметр ступени у всего типоразмера имеют фиксированное значение. Поэтому в результате расчёта рабочего процесса уточняются значения высот лопаточного аппарата ступени.
Из расчёта компрессора известны требуемая для его привода мощность Nк расход воздуха Gв частота вращения ротора n. Также известна степень повышения давления компрессора на режиме номинальной мощности двигателя.
2 Располагаемые параметры турбинной ступени
Располагаемые параметры турбинной ступени – начальное и конечное давление и температура газов для расчёта рабочего процесса определяются с помощью баланса мощности компрессора и турбины в агрегате наддува Nк = Nтм и расхода Gг = Gв. Здесь м механический КПД учитывающий потери в подшипниках а коэффициент = 102÷103 учитывает отношение расхода газов к расходу воздуха. [1] Стр.16
Принимаем: = 103 [1] Стр.16 т.е:
Gг =(Gв1)2 = (1032080)2 = 107 кгсек;
Давление газов перед турбиной при изобарном наддуве меньше давления создаваемого компрессором на величину потерь давления в продувочном тракте:
p0т = pк = 092 409154=376421 кПа
где: коэффициент потери давления = 092÷094 принимаем = 092.
Давление газов за турбиной (противодавление) определяется сопротивлением выпускного тракта. Таким образом давление за турбиной:
p2т =B + Δpвып= 100+3=103 кПа;
где B=100 кПа давление окружающей среды принятое в расчётах
судовых дизелей Δpвып= 2÷3 кПа.
Температура газов перед турбиной:
Здесь тк =к *т *м – коэффициент полезного действия турбокомпрессора как произведение КПД компрессора КПД турбины и механический КПД
м =098 учитывающий потери от трения в подшипниках: тк =к *т *м=083
kг = 136 ÷138 (принимаем: kг = 136) – показатель адиабаты выпускных газов изобарная теплоёмкость выпускных газов cpг = 1080÷1100 Дж(кг.К). (принимаем: cpг = 1080 Дж(кг.К)).
Располагаемый изоэнтропийный перепад энтальпий на турбину:
h0т = cpг T0* (1–) = 1080 5169 (1-
3 Степень реактивности турбинной ступени
Окружная скорость на среднем диаметре РК
где: – средний диаметр РК турбины;
Условная скорость рабочего тела
Оптимальное отношение скоростей:
Степень реактивности:
где: =18 - принятый угол выхода газа из направляющих лопаток
=098 – принятый коэффициент скорости в сопловом аппарате;
Баланса удельной мощности компрессора и турбины:
где: м =098÷099 – коэффициент учитывающий потери от трения в
Полезная окружная работа ступени:
hи=hi вп =158682098 = 161940 кДж
где: вп =098 – коэффициент снижения полезной работы из-за
дополнительных внутренних частей.
Окружная составляющая скорости истечения из соплового аппарата:
c1u= hиu1 = 161940364= 4612 мс
где: u1= d1 n 60 = 31403851717460=346 – окружная скорость на среднем диаметре соплового аппарата.
Абсолютная скорость выхода потока из соплового аппарата:
В ступенях с раскрытием проточной части от выходного сечения соплового аппарата к входному сечению рабочего колеса осевую составляющую скорости выхода из соплового аппарата можно оценить:
c1z= sin=481sin18 =1498
Угол выхода потока и соплового аппарата:
ρт = 1 - c12 (2φ2 h0т) = 1– = 03
Степень реактивности у корня ступени:
ρт= 1- (1-ρт) =1 – (1-03) = 026
4 Расчёт турбинной ступени по среднему диаметру
Теоретическая скорость истечения газа из соплового аппарата:
c1t = С0 == 4301 мс;
Действительная скорость истечения:
c1 = φ c1t =098430 = 421 мс;
Критическая скорость в сопловом аппарате:
aкT = = 287*5169 = 436 мс;
здесь k – показатель адиабаты газов R – газовая постоянная газов
T0 * - начальная температура торможения газов перед турбиной;
Безразмерная скорость:
при λ11 скорость потока на выходе из соплового аппарата дозвуковая;
Температура газа за сопловым аппаратом при изоэнтропийном расширении:
T1t = T0* - = 51997 - = 434 К;
Давление за сопловым аппаратом:
p1 = p0т= 376421 ( = 181062 Па;
Температура газа за сопловым аппаратом в реальном процессе:
(параметры газа за сопловым аппаратом – точка 1 на Рис.12.)
T1 = T0* - = 51997 – = 437 К;
Плотность газа за рабочим колесом:
Площадь выхода соплового аппарата:
Площадь проточной части на выходе из соплового аппарата:
Угол выхода потока из соплового аппарата (проверка):
Уточнённая высота сопловых лопаток:
Потери энергии в сопловом аппарате:
Δh1 = (1- φ2) = (1- 0982) 36457 Джкг;
Окружная составляющая относительной скорости входа потока в рабочее
w1u =c1u – u1 = 4612 – 352 = 1092 мс;
Осевая составляющая скорость:
Относительная скорость входа потока в РК:
Угол входа относительной скорости потока в РК:
= arccos() = arccos() = 49°
Температура торможения потока перед РК в относительном движении:
Tw1* = T1 + = 437 + = 45031 К;
Теоретическая изоэнтропийная относительная скорость выхода потока из РК:
Действительная относительная скорость выхода потока из РК:
w2 = w2t =09641937=4026 мс;
Температура потока за РК при изоэнтропийном расширении:
T2t = T1 - = 437 - = 3555 К;
Температура потока за РК в действительном процессе:
T2 = T1 - w2 22cp = T1 - = 437 – = 3619 К;
Ометаемая площадь проточной части турбины за РК:
f2z = d2tl2t =31404050192 = 0244 м2
где: d2 и l2 - средний диаметр рабочего колеса по выходным кромкам и высота рабочих лопаток известные из построения эскиза проточной части ТК.
Абсолютная скорость выхода потока из ступени:
Для принятого условия осевого выхода потока из ступени:
При осевом выходе окружная составляющая относительной скорости выхода потока из РК w2u = u2t =364 а осевая составляющая w2z = с2 = 43
Относительная скорость выхода потока из ступени:
Угол выхода относительной скорости:
Потери энергии в РК:
Δh2 = (1- 2) = (1- 096) Джкг;
Потеря энергии с выходной скоростью:
Температура торможения за РК:
Т2* = T2 + = + = 3627 К;
Давление торможения потока за РК:
5 Показатели эффективности турбинной ступени
Полезная окружная работа и окружной КПД ступени.
Полезная окружная работа по формуле Эйлера:
hu=u1 c1u=346*4575=160124 Дж
То же по результатам расчёта потерь энергии:
hu= h0 – Δh1 – Δh2 – Δhc2 =138346 - 36457 -- = 128610 Дж
Разница в КПД по этим методам не должна превышать 2÷5 %.
Окружная работа турбинной ступени должна быть близкой по значению
полезной работе ступени компрессора h0К.
Окружной КПД называемый также КПД на лопатках или на ободе колеса
т.к. учитывает только потери в лопаточном аппарате ступени:
u= hu ho=128610 138346 = 082
Nu= Gгhu=107*128610 = 1376127 Вт
Внутренний КПД турбинной ступени. Внутренним КПД кроме потерь в лопаточном аппарате учитываются все потери в проточной части. Здесь будут учитываться только потери от трения диска и потери от радиального периферийного зазора необандаженной ступени.
Мощность трения диска ступени с полным подводом рабочего тела
подсчитывается по формуле:
Nтд = 1d22 ρ1 (u2100)3 = 49* Вт
Снижение КПД от трения диска:
Δтд = Nтд Gг h0 =00007
Снижение КПД вследствие потерь от радиального зазора над необандаженными рабочими лопатками:
Δрз = 2l2 = 2*0001320192 = 001375
Здесь Δрз величина снижения КПД = 132* радиальный периферийный зазор над рабочим колесом обычно составляющий примерно 001 от высоты рабочей лопатки l2.
Внутренний КПД турбинной ступени:
i = u – Δрз - Δтд = 082-00007-001375 = 08
КПД турбокомпрессора:
тк=т*к*м=080*085*098=066
где = 068 - заданный КПД турбокомпрессора.
удовлетворяет условию менее 2%.
РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ
На рабочие лопатки действуют: напряжение растяжения от центробежных сил бандажа и самих лопаток напряжения изгиба от действия потока газа и внецентренного приложения центробежной силы и от равнодействующей газового потока при приложении ее вне центра изгиба лопатки. Кроме того в лопатках возникают напряжения растяжения и сжатия от неравномерного нагрева (или охлаждения) по высоте и по сечению а также напряжения изгиба и кручения возникающие при колебании лопаток.
Высокотемпературная прочность рабочей лопатки оказывает большое влияние на эксплуатационную надежность всей установки. Поэтому лопатки первых ступеней изготовляются исключительно из высоколегированных жаропрочных сталей и специальных сплавов.
1 Статическая прочность
Рабочие лопатки турбины являются наиболее нагруженными деталями турбокомпрессора находящимися под воздействием центробежных сил. Материал для рабочих лопаток выбирается по пределу длительной прочности характеризующему напряжение при заданной рабочей температуре . Материалы для рабочих лопаток применяются в зависимости от температуры газов на выпуске из цилиндров двигателя.
Для оценки прочности рабочих лопаток можно воспользоваться данными о материалах применяемых в отечественном турбостроении. Характеристики материалов подобны характеристикам зарубежных материалов.
При температурах ниже 560° С применяются упрочнённые нержавеющие стали к примеру 10Х11МФ допускаемые напряжения при указанных температурах составляют 200 МПа. Для специальных сплавов типа ЭИ572Л при тех же температурах допускаемые напряжения 270 МПа. Нужно заметить что у современных высокоэкономичных двухтактных малооборотных двигателей температуры газов на выпуске из цилиндров менее 400° С.
При оценке напряжений под действием центробежных сил плотность материалов рабочих лопаток принимается: для стальных лопаток ρл = 8200 кгм3 а для сплавов на никелевой основе ρл = 8500 ÷ 8900 кгм3.
Напряжения от действия центробежных сил в корневых сечениях рабочих лопаток
К статическим усилиям относятся центробежные силы вызывающие в основном напряжения растяжения и усилие со стороны рабочего тела вызывающие напряжения изгиба.
Температура торможения газа в относительном движении на среднем диаметре:
Температура в корневом сечении РЛ:
где - коэффициент учитывающий отвод теплоты в диск
Принимаем материал 10Х11МФ упрочненная нержавеющая сталь.
длительная прочность
модуль упругости E= 2МПа
Напряжения растяжения лопатки постоянного сечения
Условие прочности р ≤ доп .
Здесь u окружная скорость на среднем диаметре РК d средний диаметр l высота рабочих лопаток.
Геометрические характеристики лопаточных аппаратов
В результате расчёта рабочего процесса ступени известных размеров с предварительно принятыми значениями коэффициентов скорости φ и учитывающими потери кинетической энергии в сопловом аппарате и лопатках рабочего колеса определяются кинематические параметры турбинной ступени на среднем диаметре: скорости и углы потока. С помощью этих данных можно определить геометрические характеристики лопаточных решеток соплового аппарата и рабочего колеса и их энергетические характеристики - коэффициенты потерь энергии в соответствии с практикой проектирования.
Расчёт рабочего процесса в ступени с этими коэффициентами потерь позволяет уточнить показатели эффективности турбинной ступени и всего турбокомпрессора. Алгоритм расчёта тот же что и для предварительного расчёта.
Геометрические характеристики СА и РК определяются с помощью эмпирических соотношений составленных на основе обширного опыта проектирования газовых турбин 26.
Следует иметь в виду что такие характеристики лопаточных аппаратов как высота лопаток ширина в рассматриваемом случае для выбранного из типоразмерного ряда турбокомпрессора известны из эскиза проточной части построенного в масштабе относительно диаметра рабочего колеса компрессора.
В результате расчётов рабочего процесса компрессора и турбины турбокомпрессора наддува выбранного типа для наддува двигателя заданной мощности и параметров эффективности определены определяющие геометрические характеристики:
площадь входа лопаточного диффузора компрессора и угол наклона его лопаток;
Площадь соплового аппарата турбины и угол наклона сопловых лопаток.
А.А. Моисеев А.Н. Розенберг Расчет прочности судовых паровых и газовых ТЗА - Судостроение 1970 - 432 с.
В.И. Зайцев Л.Л. Грицай А.А. Моисеев Судовые паровые и газовые турбины - М.: Транспорт 1981 - 312 с.
М.Е. Деич Г.А. Филимонов Л.Я. Лазарев Атлас профилей решеток осевых турбин - М.: Машиностроение 1965 - 97 с.
В.И. Зайцев М.Х. Снытко Тепловой расчет турбокомпрессора для наддува судового ДВС 1990
А.П. Гофлин В.Д. Шилов Судовые компрессорные машины - Судостроение 1977 - 272 с.

icon Афанасьев TPL 73-B.cdw

Афанасьев TPL 73-B.cdw

icon Титульный лист АФанасьев.docx

Федеральное агентство морского и речного транспорта РФ
Федеральное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Морской государственный университет им. адм. Г. И. Невельского»
Судомеханический факультет
Кафедра Судовых котельных турбинных установок
и вспомогательного энергетического оборудования
Тема: «Расчет турбокомпрессора для наддува СДВС»
up Наверх