Выбор типа и числа турбокомпрессоров.

Государственный университет морского и речного флота

Имени адмирала С.О. Макарова

КАФЕДРА ДВС и АСЭУ

 

РАСЧЁТНО-ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА №3

на тему: ”Расчёт рабочего цикла судового двухтактного дизеля”

по дисциплине: “Расчет системы наддува ”

Выполнил к-т 452 группы:

Степанов А.Д.
Проверил преподаватель:

Коржук С.Н.

 

Санкт-Петербург

2017г

Определение энергетического баланса в системе наддува.

Расчет необходимой мощности компрессоров.

Принимаем:

- коэффициент потери давления в фильтрах турбокомпрессоров ξ_ф=0,99

- барометрическое давление р_б= 1 бар

- ξ_во=0,98 – коэффициент потери давления в воздухоохладителе

- из расчета рабочего цикла р_s=3,8 бар

Определим:

- давление воздуха на входе в компрессор р₀=ξ_ф*р_б=0,99*1=0,99 бар

- давление воздуха на выходе из компрессора р_к=р_s/ξ_во=3,8/0,98=3,88 бар

- степень повышения давления в компрессоре π_к=р_к/р₀=3,88 /0,99=3,92.

Относительное повышение температуры в компрессоре рассчитываем по формуле:

Приняв температуру на входе в фильтр компрессора Т₀=300 К, определим удельную работу адиабатическое сжатия:

кДж/кг

Приняв из расчетов рабочего цикла и газообмена значения коэффициентов продуктов и избытка воздуха ϕ_а=1,45; α=2,2; а также G₀=14,33 кг – массу воздуха, теоретически необходимую для сгорания одного кг топлива; G_ч = N_e*g_e= 27180*0,169 = 4593 кг/ч – расход топлива на двигатель, рассчитываем по формуле расход воздуха через компрессоры

кг/с

Приняв из рекомендованного диапазона адиабатный КПД компрессора η_ак=0,85, определим необходимую мощность центробежных компрессоров:

Приняв среднюю теплоемкость воздуха с_рв=1,005 кДж/(кг*К), определим температуру воздуха за компрессором:

Расчет располагаемой мощности газовых турбин.

Давление газов перед турбиной определяется с учетом потери давления в выпускном тракте р_т=р_sξ_пξ_г. Общий коэффициент потери давления определяется в виде произведения локальных коэффициентов

Где для коэффициентов потери давления(помимо приятных ранее и ) выбраны значения:

=0,98 – в выпускном трубопроводе турбины;

=0,98 – выпускном трубопроводе после турбины;

=р_г/р_s=3,5/3,8=0,921 – при продувке цилиндра (давление газов в коллекторе из расчета газообмена р_г=3,5 бар)

Давление газов перед турбиной р_т=р_sξ_пξ_г=3,8*0,921*0,98=3,43бар.

Определим степень понижения давления газов турбине π_т=р_т/р_от=ξ_общπ_к=0,86*3,92 = 3,37.

Давление газа после турбины р_от=р_б/ξ_от=1/0,98=1,02 бар

Относительный перепад температур в турбинах определим по формуле:

Температуру газов перед турбиной рассчитываем по уравнению (показатель адиабаты для газов принимается k=1,35)

Где q_г=0,42 – относительная потеря теплоты с отработавшими газами

Q_н=42700 кДж/кг – низшая теплота сгорания топлива

С_рг=1,11 кДж/(кг*К) – средняя изобарная удельная теплоемкость газов.

Удельная располагаемая работа газов в турбине

Определим расход газов через турбины по формуле:

Для изобарного наддува суммарная располагаемая мощность турбин рассчитывается по формуле:

Эффективный КПД газовых турбин принят из рекомендованного диапазона η_т=0,84.

Температура газов за турбиной:

В последней формуле внутренний КПД турбины определяется при значение механического КПД турбокомпрессора η_мт=0,884: η_iт=η_т/η_мт=0,84/0,95=0,884.

Определим, насколько отличается N_т и N_к:

С учетом погрешностей допускается, что энергетический баланс обеспечивается даже тогда, когда располагаемая мощность турбин меньше необходимой мощности компрессоров на 3-5%.

Относительная суммарная мощность газовых турбин δ_т=N_т/N_i= =9738/27986= 0,348 (N_i=27986 кВт – индикаторная мощность двигателя из расчета рабочего цикла).

Значение δ_т находится в рекомендованных пределах 0,2-0,4.

 

Выбор типа и числа турбокомпрессоров.

Выберем турбокомпрессор для рассчитываемого дизеля 6K80ME. Массовый расход воздуха на двигатель составляет кг/с; эффективная мощность двигателя N_e= 27180.

Так как расход воздуха на двигатель =58,32 кг/с более 55 кг/с, необходимо выбрать 2 одинаковых турбокомпрессора. В этом случае расход воздуха через каждый турбокомпрессор составит =58,32 кг/с)/2=29,16 кг/c.

Для рассчитываемого двигателя целесообразно выбрать два компрессора NA70/T9 с осевой турбиной. Принимаем D к = 0.9 м.

 

Выбираем коэффициент напора ψ_к=1,45. Приняв из расчета удельную работу адиабатного сжатия Н_к= Дж/кг, определим окружную скорость на периферии колеса компрессора:

Плотность воздуха на входе в компрессор при параметрах р₀=0,99 бар, Т₀=300 К составляет

Диаметр колеса компрессора определим по формуле

Условный коэффициент расхода центробежного компрессора в формуле принят Ф=0,098.

Полученное расчетное значение диаметра колеса компрессора меньше предварительно принятого на 5%, что допустимо.

При определении мощности компрессора и газовой турбины были приняты адиабатный КПД компрессора η_ак=0,85 и КПД турбины η_т=0,84. Их произведение определяется КПД турбокомпрессора: η_тк=η_акη_т=0,85*0,84=0,714.

Частота вращения ротора турбокомпрессора NA70/T9 на расчетном режиме составит:

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: