Турбокомпрессор TPL-77: характеристика и принцип работы

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

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 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.

1. Исходные данные

Тип двигателя 6S80MС-С

Эффективная мощность двигателя Ne, кВт 21000

Частота вращения двигателя nд, об/мин 76

Число цилиндров 6

Диаметр цилиндра D, мм 800

Ход поршня S, мм 3200

Удельный эффективный расход топлива be, г/(кВт·ч) 167

Среднее эффективное давление Pe, Мпа 1.90

Массовый расход воздуха на двигатель

где

= 167 г/(кВт ч) - удельный эффективный расход топлива;

Ne =21000 кВт - эффективная мощность двигателя;

б=2,2 - коэффициент избытка воздуха;

цпр =1,45 - коэффициент продувки;

L0 =14,3 кг/кг - теоретическое количество воздуха, необходимое для сгорания одного килограмма топлива.

Так как на данной марке двигателя целесообразней установить 2 параллельно работающих ТК, расчетный массовый расход воздуха в компрессоре составит

кг/с;

Выбираем турбокомпрессор из типоразмерного ряда с известным диаметром РК и коэффициент уменьшения напора компрессора

Выбрали ТК марки ABB TPL-77 B11;

Диаметр рабочего колеса d2=0,57991 м;

Коэффициент уменьшения напора компрессора µ=0,715;

2. Расчет центробежного компрессора

2.1 Исходные данные для расчета компрессора

С помощью изображения ТК-прототипа, пользуясь пропорциями основных элементов и известным диаметром РК, найдем диаметры элементов компрессора

Диаметр втулки, м =0,118

Периферийный диаметр, м =0,376

Наружный диаметр, м =0,57991

Внутренний диаметр ЛД, м =0,649

Наружный диаметр ЛД, м =0,840

Средний диаметр РК, м =0,257

Высота лопаток РК на выходе, м =0,034

Из графика выбираем степень повышения давления и КПД ТК

рк=3,8;

Удельная теплоемкость воздуха в изобарном процессе

Дж/(кг·К),

где - показатель адиабаты;

Дж/(кг К) - газовая постоянная для воздуха.

Температура воздуха перед входным устройством

где =300К - температура атмосферного воздуха

=40 м/с - принятая скорость потока воздуха во входом сечении

Давление воздуха перед входным устройством принимаем

где =101,3КПа - давление атмосферного воздуха

Плотность воздуха перед входным устройством

кг/м3;

Объемный расход воздуха перед входным устройством

м3/с;

Полезная изоэнтропийная работа сжатия

Дж/кг;

Коэффициент изоэнтропийного напора

где µ - коэффициент уменьшения напора компрессора;

- принятый КПД компрессора;

Окружная скорость РК

м/с

Частота вращения вала ТК

об/мин

2.2 Входное устройство

Площадь входного сечения

м2;

где =3,14

Абсолютная скорость потока на периферии входного сечения по первому приближению

м/с;

Температура воздуха на периферии входного сечения РК по первому приближению

К

Давление воздуха на периферии входного сечения РК по первому приближению

кПа

где n=1,39 - принятый показатель политропы расширения.

Плотность воздуха на периферии входного сечения РК

кг/м3

Объемный расход воздуха на периферии входного сечения РК

м3/с

Абсолютная скорость на периферии входного сечения РК

м/с

Составляющие абсолютной скорости потока на периферии входного сечения PK

осевая м/с;

окружная м/с, т.к. вход потока - осевой

Температура воздуха на периферии входного сечения РК

К

Давление воздуха на периферии входного сечения РК

кПа,

Угол входа потока на периферии в абсолютном движении

Окружная скорость на среднем диаметре РК

м/с

Оптимальный угол входа в РК

;

Относительная скорость входа в РК

м/с

Число Маха на периферии входного сечения. Во избежании возникновения скачков уплотнения в каналах рабочего колеса число Маха должно быть меньше единицы. С учетом возможного увеличения местных скоростей в каналах по сравнению со скоростью на входе в судовой практике обычно принимают .

2.3 Рабочее колесо

Составляющие абсолютной скорости выхода потока из РК

окружная

м/с;

радиальная м/с;

Абсолютная скорость выхода из РК

м/с;

Составляющие относительной скорости выхода потока из РК

окружная

м/с;

радиальная м/с;

Относительная скорость выхода потока из РК

 м/с

Угол выхода абсолютной скорости из РК

;

Оптимальный угол выхода потока воздуха из РК

Работа, сообщаемая воздуху в колесе

Дж/кг

Температура воздуха за РК

К

Давление воздуха за РК

кПа

где n2=1,46 - принятый показатель политропы сжатия

кг/м3

КПД рабочего колеса

;

Число Маха на выходе из РК

;

Потери энергии в РК

Дж/кг

где

=0,3 - коэффициент потерь от диффузорности и поворота потока в каналах ВНА

=0,25 - коэффициент потерь от трения и поворота потока в РК при переходе от осевого к радиальному.

2.4 Щелевой(безлопаточный) диффузор

Скорость потока за щелевым диффузором по первому приближению

м/с;

Температура воздуха за щелевым диффузором

 К;

Давление воздуха за щелевым диффузором

кПа;

где n3=1,85 - принятый показатель политропы сжатия

Плотность воздуха за щелевым диффузором

кг/м3;

Скорость потока за щелевым диффузором по второму приближению

КПД щелевого диффузора

;

Число Маха на выходе из щелевого диффузора

;

Угол выхода воздуха из щелевого диффузора

б3=б2=33

Потери энергии в щелевом диффузоре

Дж/кг

где м - ширина ЛД во входном сечении

-коэффициент трения

2.5 Лопаточный диффузор

Угол выхода воздуха из ЛД

б4= б3+(12ч18)=51

Принимаем скорость выхода из ЛД С4=120 м/с

Температура воздуха на выходе из ЛД

К;

Давление воздуха на выходе из ЛД

кПа;

где n4=1,45 - показатель политропы сжатия

Плотность воздуха на выходе из ЛД

кг/м3;

КПД лопаточного диффузора

;

Потери энергии в ЛД

Дж/кг

где =0,2 - суммарный коэффициент потери энергии в ЛД

2.6 Выходное устройство

Скорость воздуха выходного сечения улитки примем С5=80 м/с

Температура воздуха в выходном сечении улитки

К;

Давление воздуха в выходном сечении улитки

кПа;

где n5=1,97 - показатель политропы сжатия

Плотность воздуха в выходном сечении улитки

кг/м3;

КПД выходного устройства

;

Потери энергии в улитке

Дж/кг

=0,3 - коэффициент потери в улитке

2.7 Параметры на выходе из компрессора

Температура торможения

К;

Давление торможения

кПа;

Степень повышения давления

Относительная погрешность



2.8 Мощность, необходимая для привода компрессора

Внутренняя работа сжатия

Дж/кг;

Мощность, необходимая для привода компрессора

кВт;

3. Расчет осевой турбины

3.1 Исходные данные для расчета турбины

С помощью изображения ТК - прототипа, пользуясь пропорциями основных элементов и известным диаметром РК, найдем размеры элементов турбины

диаметр РК у корня, м =0,3655

наружный диаметр РК, м =0,5861

средний диаметр РК, м d2=0,480

внутренний диаметр СА, м =0,416

средний диаметр СА, м d1=0,504

высота сопловых лопаток, м l1=0,092

высота рабочих лопаток, м l2=0,108

частота вращения вала, об/мин n=15146

Удельная теплоемкость газа в изобарном процессе

Дж/(кг·К),

где - показатель изонтропы расширения;

Дж/(кг К) - газовая постоянная для газа.

Располагаемый перепад энтальпий на турбину

Дж/кг

Полная температура газов перед соплами

К,

Давление газа в выходном сечении РК

кПа,

Полное давление газов перед соплами

кПа;

3.2 Степень реактивности турбинной ступени

Окружная скорость на среднем диаметре РК

м/с ,

Условная скорость рабочего тела

м/с,

Из оптимального отношения скоростей

где =20 - принятый угол выхода газа из направляющих лопаток

=0,95 - принятый коэффициент скорости в сопловых лопатках

Выражаем степень реактивности турбинной ступени на среднем диаметре РК

Корневая степень реактивности для закрутки =const

3.3. Сопловой аппарат

Окружная скорость на среднем диаметре СА

м/с,

Теоретическая скорость истечения из СА

м/с,

Действительная скорость истечения из СА

м/с,

Температура в конце изоэнтропийного расширения

К

Потеря в сопловом аппарате

Дж/кг

Температура в конце действительного расширения

К.

Давление газа за СА

кПа;

Плотность газа за СА

кг/м3

Площадь выхода из СА меняется

Расход газа на турбину

где =1,02 - отношение расхода газов к расходу воздуха

Площадь выхода соплового аппарата

м2,

Уточненный угол выхода потока из СА

Составляющие действительной скорости выхода потока из СА

окружная

м/с;

осевая

м/с;

Составляющие относительной скорости выхода потока из СА

окружная

м/с;

осевая м/с;

Относительная скорость выхода потока из СА

м/с

Угол выхода потока из СА в относительном движении

Температура торможения за СА в относительном движении

 К ,

Давление торможения в относительном движении за СА

кПа;

Располагаемый перепад энтальпий на СА

Дж/кг

Действительный перепад энтальпий на СА

Дж/кг

3.4. Рабочее колесо

Температура торможения по относительной скорости за РК

К.

Располагаемый перепад энтальпий на рабочих лопатках

Дж/кг

Потеря энергии в рабочей решетке

 Дж/кг

где =0,94 - коэффициент скорости в рабочей решетке

Температура газа в выходном сечении РК

К

Плотность газа за РК

кг/м3;

Удельный объём газа за РК

кг/м3;

Давление торможение в выходном сечении РК

кПа;

Температура за РК при изоэнтропийном расширении

К

Площадь за РК меняется

Относительная скорость выхода газа за РК

 м/с,

Угол выхода потока из РК в относительном движении

Составляющие относительной скорости выхода потока за РК

окружная

м/с;

осевая

м/с;

Составляющая действительной скорости за РК

окружная

м/с;

осевая м/с;

Действительная скорость истечения из СА

м/с;

Угол выхода потока из РК в относительном движении

Угол выхода действительной скорости

Температура торможения за РК

К.

Давление торможения за РК

кПа;

Изоэнтропийный располагаемый перепад энтальпий в турбине

Дж/кг;

3.5 Эффективная мощность газовой турбины

Окружная работа на среднем диаметре

Дж/кг

Окружной КПД

Потеря мощности на трение и вентиляцию

Вт

где =1 - парциальность впуска

А - коэффициент принимаемый равным 1 при вращении рабочих лопаток спинкой вперед

Относительная потеря энергии от трения и вентиляции

Относительная потеря энергии от утечек в радиальных зазорах РЛ

где

м,

можно уменьшить на 20% зазор до 0,0008 м - радиальный зазор РЛ

Внутренний КПД

Эффективный КПД газовой турбины



Эффективная мощность газовой турбины

кВт

Проверка расчета

4. Геометрические характеристики лопаточных аппаратов

4.1 Сопловой аппарат

Относительная высота лопаток

Ширина лопаток, м

Величина относительного шага решетки

где

0,1 - принятая относительная толщина профиля лопатки

Шаг лопаток

м.

Ширина горла канала

м.

4.2 Рабочее колесо

Относительная высота лопаток

Ширина лопаток

Угол установки профилей лопаток

вУ=70-0,127(в2-в1)-0,0041(в2-в1)2=70-0,127(150-83)-0,0041(150-83)2=33,6?,

Хорда лопаток

b2=B2/sinвУ= 0,02/sin33,6=0,036 м

Величина относительного шага решетки

Шаг лопаток

м.

Ширина горла канала

м.

4.3 Профиль РЛ

Скорость истечения из СА у корня

м/с

Составляющие действительной скорости выхода потока из СА у корня

окружная:

м/с

осевая:

м/с

Составляющие относительной скорости выхода потока из СА у корня

окружная:

м/с

осевая: м/с

Относительная скорость выхода потока из СА у корня

м/с

Угол входа потока в РК в относительном движении у корня

Располагаемый перепад энтальпий на РЛ у корня

Дж/кг

Относительная скорость выхода газа за РК у корня

м/с

где - коэффициент скорости в раб.решетках

Угол входа потока в РК в относительном движении у корня

Исходя из углов входа потока в РК и выхода потока из РК принимаем профиль РЛ из атласа профилей РЛ:

Р-5535А для рабочей решетки и С-6035-А для сопловой решетки.

Величина
Профиль	Р-5535А	С-6035А
Хорда ,см	2,57	4,5
Площадь,см2	0,911	1,79
Момент сопротивления ,см3	0,065	0,282
Момент инерции ,см4	0,035	0,153

Табличная ширина лопатки

см

где - оптимальный угол установки

Геометрический коэффициент

где =5 см - реальная ширина лопаток

Расчетный момент сопротивления

Расчетный момент инерции

5. Расчет прочности РЛ

В РЛ возникают высокие механические напряжения, а так же вредные концентрации напряжений в хвостовиках. Поэтому их материал, кроме удовлетворения требованиям, предъявляемых к материалам лопаток, должен иметь высокий предел длительной прочности и ползучести. При подборе материала по этим двум характеристикам следует учитывать практику судового газотурбостроения, при которой РЛ назначают скор службы порядка 20000 часов, что требует смену лопаток раз в четыре года.

На РЛ действуют : напряжения растяжения, от центробежных сил бандажа и самих лопаток, напряжения изгиба от действия потока газа. Кроме того в лопатках возникают напряжения растяжения и сжатия от неравномерного нагрева ( или охлаждения ), а также напряжения изгиба и кручения, возникающие при колебании лопаток.

5.1 Статическая прочность

К статическим усилиям относятся центробежные силы, вызывающие в основном напряжения растяжения и усилие со стороны рабочего тела, вызывающие напряжения изгиба.

Температура в корневом сечении РЛ

К

где - принятый коэффициент

Принимаем материал ЭИ-607А - жаропрочный и жаростойкий сплав на никелевой основе

Характеристики:

предел текучести

длительная прочность

модуль упругости

плотность

Напряжения растяжения лопатки постоянного сечения

Мпа

Коэффициент формы

где q=0,5 - принятый коэффициент

Мпа

Окружное усилие

Н

Изгибающее усилие

Изгибающий момент

Напряжения изгиба

Мпа

Суммарные напряжения

Мпа

Запас длительной прочности

Запас по пределу текучести

5.2 Динамическая прочность (вибрация лопатки)

Источником вибрационных возмущений являются переменные аэродинамические силы, действующие на лопатки при вращении. Если частота этих сил совпадет с частотой собственных колебаний лопаток, возникает резонанс, при котором напряжения в лопатках значительно.

Приведенная длина лопатки

- площадь сечения и момент инерции на внутреннем и внешнем радиусах соответственно.

см

где см - хорда

см - хорда

Приведенная площадь профиля

Приведенный момент инерции

Частота собственных колебаний (статических)

Коэффициент

Частота собственных колебаний (динамических)

где -частота вращения ротора, об/сек

E - модуль упругости, H/см2

lпр- приведенная длина профильной части лопатки, см

- плотность материала лопатки, кг/м3

Кратность

Величина

6. Расчет осевого усилия, действующего на ротор

Осевое усилие, действующее на ротор, определяется как результирующая сил, действующих на рабочее колесо 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.

6.1 Рабочее колесо компрессора

На рабочее колесо компрессора действуют силы:

Сила, действующая со стороны входа в РК

Сила от давления на РК со стороны переднего осевого зазора

Сила, действующая на заднюю стенку колеса до лабиринтового уплотнения

где

=0,557 м - периферийный диаметр уплотнения РК

Сила, действующая в лабиринтовом уплотнении

где м - корневой диаметр уплотнения РК

кПа - давление в уплотняющей полости

Сила, действующая на заднюю поверхность диска РК компрессора от выхода из уплотнения до вала

где

кПа

давление на выходе из уплотнения

кПа - перепад давления от выхода из уплотнения до корневого диаметра РЛ на выходе; м - диаметр вала

6.2 Рабочее колесо турбины

На рабочее колесо действуют силы:

Осевая сила, действующая на лопаточный аппарат РК

Сила давления на диск со стороны входа газов



где - экспериментальный коэффициент

кПа

давление у корня перед РК

Сила, действующая на диск РК со стороны выхода газов потоком уплотняющего и охлаждающего воздуха протечки через лабиринтовое уплотнение РК компрессора

6.3 Результирующая осевая сила, действующая на ротор

7. Расчет критической частоты вращения

Для нахождения критической частоты вращения ротора необходимо определить прогиб вала под действием сил тяжести. Определение прогибов ведется графоаналитическим способом. Эпюры сил изображены на рисунках.

Принимаем материал ротора - хромомолибденовая сталь марки 34ХН3А.

Характеристики

удельная плотность

модуль упругости E=2,11

Объем участка Масса участка

где - диаметры соответствующих участков ротора

- длины соответствующих участков ротора

Сила тяжести, действующая на участок

где =9,8 м/с2 - ускорение свободного падения

Момент инерции на участке



Основной момент инерции

При построении веревочных многоугольников примем масштаб

длин a=10 см/см

сил b=10 кг/см2

фиктивные силы с=10см2/см

=8 см - принятое полюсное расстояние

=8 см - принятое полюсное расстояние

Площадь участка эпюры

- треугольник

- трапеция

- треугольник,

где b - основание треугольника,

h - высота треугольника

l - длина участка ( высота трапеции )

M' и M" - меньшее и большее основании трапеции

Масштаб прогиба

Критическая частота вращения

Коэффициент запаса

8. Расчет подшипников и расхода смазочного масла

Характерная особенность подшипников турбоагрегата - высокие окружные скорости ( до 90 м/с) шеек валов. Напряженные условия работы подшипников требуют применения форсированной смазки (под давлением) для создания масляной пленки между трущимися поверхностями. С повышением окружной скорости и при неизменной вязкости масла увеличивается толщина масляной пленки между шейкой вала и вкладышем. Вместе с ней существенно возрастают потери от трения, что требует интенсивного и надежного отвода теплоты.

Для смазки выбираем машинное масло Т22.

Характеристики масла:

-плотность

-коэффициент кинематической вязкости

-теплоемкость

Заливка вкладыша: баббит марки Б-83; 10-12% - сурьма; 5-6% - медь

8.1 Опорный подшипник скольжения

Диаметр вала:

Отношение:

- выбирается равным 1,18

Длина вкладыша:

Окружная скорость

Рекомендованное дополнительное удельное давление

Коэффициент погружения

где - нагрузка на подшипник

-относительный зазор (принимаем)

Диаметральный зазор

Толщина слоя масла

где x=0,15 - относительный эксцентриситет ( принимаем)

Запас надежности

где hk=0,015 - критическая толщина слоя масла

Коэффициент трения

где Фs=0,55 - коэффициент сопротивления вращению

Фv=0,0274 - коэффициент нагрузки

Теплота трения

Средний расход масла

где qm=0,45 - коэффициент среднего расхода масла

Расход масла

где

qi=0,5 - коэффициент расхода

Принятый расход масла

Нагрев масла



8.2 Упорный подшипник

Число упорных подушек: z=12

Внутренний радиус подушек: r0=2 см

Ширина подушки: b=3см

Наружный радиус подушки

Отношение

Зазор между подушками

a1=0,3 см - выбираем

Длина скоса подушек

a2=0,4см - выбираем

Средний радиус подушки

Длина подушек по среднему диаметру

Угол охвата подушки



Рабочая опорная площадь подушки

Среднее удельное давление на подушку

где P - расчетное упорное давление на весь подшипник

Средняя окружная скорость

Температура масла при входе в подшипник

Коэффициент k1=3,3 - исходя из графика

Удельный вес масла

Повышение температуры масла в подшипниках

Средняя температура масла в подшипниках

Вязкость масла

k2=0,058 - исходя из графика

Номинальная толщина слоя масла

Наибольшая толщина слоя масла

Полный расход масла на подшипник

где k5=0,012 - коэффициент расхода масла (исходя из графика)

двигатель ротор турбина компрессор

Список литературы

1. А.А. Моисеев, А.Н. Розенберг \ Расчет прочности судовых паровых и газовых ТЗА - Судостроение, 1970 - 432 с.

2. В.И. Зайцев, Л.Л. Грицай, А.А. Моисеев \ Судовые паровые и газовые турбины - М.: Транспорт, 1981 - 312 с.

3. М.Е. Деич, Г.А. Филимонов, Л.Я. Лазарев \ Атлас профилей решеток осевых турбин - М.: Машиностроение, 1965 - 97 с.

4. В.И. Зайцев, М.Х. Снытко \ Тепловой расчет турбокомпрессора для наддува судового ДВС, 1990

5. А.П. Гофлин, В.Д. Шилов \ Судовые компрессорные машины - Судостроение, 1977 - 272 с.

Размещено на Allbest.ru

...