Литература по Механике и для Механиков / Литература / Voznitskiy_-_Sudovye_dvigateli_vnutrennego_sgora (2)

В судовых двигателях применяют турбокомпрессоры с опорными подшипниками, расположенными по концам ротора. В последних кон­ струкциях турбокомпрессоров для мощных судовых дизелей ведущие фирмы переходят на расположение подшипников ротора внутри, меж­ ду колесами. Такое расположение опорных подшипников обеспечива­ ет хорошую доступность рабочих колес, что облегчает их осмотр, про­ мывку, ремонт или замену. Подшипники ротора должны иметь высо­ кую степень соосности. Ее легче обеспечить, если гнезда обоих под­ шипников находятся в одном корпусе.

Газовая турбина состоит из следующих основных элементов: корпуса турбины с охлаждением или без него, газоподводящих кана­ лов, соплового аппарата, ротора с диском и лопатками, подшипников (опорных и упорного) и уплотнений. При применении раздельного выпуска газов из цилиндров в корпусе турбины предусматриваются три газоподводящих канала. Корпуса турбин изготавливают из чугуна.

Сопловый аппарат турбины состоит из направляющих лопаток, выполненных чаще всего в виде двух колец, полуколец или сегментов с лопатками, вставными или приваренными к кольцам.

Турбинное колесо (диск) устанавливают на роторе на прессовой посадке или крепят болтами к полувалам. Рабочие лопатки турбины приваривают к диску или закрепляют в пазах специальной формы. Лопатки чаще всего устанавливают без бандажа. Однако в некоторых случаях для предохранения их от вибрации и для повышения КПД турбины применяют бандажи (из проволоки), которые скрепляют па­ кеты лопаток в отдельные группы. Для изготовления рабочих и сопло­ вых лопаток турбин используют аустенитные жаропрочные стали. Жаропрочные легированные и коррозионностойкие стали применяют для дисков турбин. Валы роторов выполняют из углеродистых или ле­ гированных сталей.

Применяемые в турбокомпрессорах лабиринтовые уплотнения слу­ жат для отделения газовой полости от воздушной и от упорно-опорного подшипника. Лабиринты завальцованны в выточки ротора тонкими ла­ тунными кольцами-гребешками толщиной 0,5-1,0 мм. В камеру между гребешками подводится сжатый воздух из диффузора компрессора.

Ротор является одним из наиболее ответственных узлов турбо­ компрессора. Ресурс турбокомпрессора определяется прежде всего длительностью срока службы лопаток ротора. У турбокомпрессоров, выработавших свой ресурс, следует особое внимание обращать на со­ стояние рабочих лопаток турбины. Под действием высоких напряже­ ний и температур они могут постепенно удлиняться, что обнаружива­

ется по уменьшению радиального зазора между лопатками и кожухом соплового аппарата. Ускоренное удлинение лопаток служит свидетель­ ством их приближающегося разрушения, поэтому ротор или лопатки турбины подлежат замене.

В качестве опор ротора используются подшипники качения или скольжения. Подшипники качения (роликовые и шариковые) хотя и имеют высокий механический КПД, однако, как показывает опыт экс­ плуатации, обладают ограниченным ресурсом (8000-10 ООО ч), после чего требуется их замена. В турбокомпрессорах мощных судовых ди­ зелей чаще всего применяют подшипники скольжения. На опорные шейки ротора запрессовывают специальные стальные втулки с цемен­ тированной и шлифованной поверхностью. Втулки могут быть заме­ нены при износе. Для защиты повреждений подшипников от вибрации их устанавливают на упругих опорах корпуса турбокомпрессора.

Подшипники скольжения выполняют из оловянистой бронзы, а иногда заливают тонким слоем баббита (8= 0,5-3,0 мм). Ресурс таких подшипников составляет 20 000-50 000 ч. Подшипники ротора в эксп­ луатации, проверяют через каждые 2500-4000 ч работы.

Отечественная промышленность выпускала ряд турбокомпрес­ соров типа ТК с подачей компрессоров в пределах QK= 2-10 м3/с при пк= 1,34-3,5 для длительной работы при максимальных температурах газов 550-650° С.

Турбокомпрессоры, выпускаемые за рубежом, практически покры­ вают весь диапазон агрегатных мощностей судовых двигателей от 2000 до 45 000 кВт.

Широкое распространение в судовых двигателях (в частности в двигателях «Вяртсиля-Зульцер») получили турбокомпрессоры, выпус­ каемые фирмой «Браун-Бовери» типа VTR (рис. 5.1), в которых в каче­ стве опор ротора применены подшипники качения. Подшипник со сто­ роны турбины - шариковый (может быть роликовый), опорный, одно­ рядный, с увеличенным радиальным зазором, так как шейка вала име­ ет повышенную температуру. Подшипники со стороны компрессора - шариковые, радиально-упорные, сдвоенные. Оба подшипника имеют упругие наружные обоймы (демпфирующие пружины), предохраняю­ щие их от воздействия вибрации корпуса. Подшипники имеют авто­ номную смазывающую систему. От вала компрессора приводятся в действие маслоразбрызгивающие диски (или масляные насосы), обес­ печивающие смазку подшипников при вращении ротора ГТК. В турбо­ компрессорах с шейками вала большого диаметра применяются под­ шипники скольжения.

Рис. 5.1. Газотурбокомпрессор фирмы «Браун-Бовери»:

1 - фильтр; 2 - улитка компрессора; 3 - лопаточный диффузор; 4 - рабочее колесо компрессора; 5 - вал ротора; 6 - рабочие лопатки; 7 - сопловый аппарат турбины

Ротор ТК цельнокованый. На диске турбины крепятся рабочие лопатки с переменным по высоте профилем и изготавливаемые из аустенитной стали. Хвостовики лопаток имеют елочный профиль. На вал с помощью шпоночных соединений насажены рабочее колесо комп­ рессора и вращающийся направляющий аппарат, изготовленные из алю­ миниевого сплава. На диске рабочего колеса предусмотрены лабирин­ товые уплотнения, препятствующие утечке сжатого воздуха. Воздух, проходящий через эти уплотнения, движется по кольцевому каналу между валом и втулкой-экраном, защищающей ротор от прямого воз­ действия газов, охлаждая вал и диск турбины. На валу со стороны турбины находятся концевые уплотнения с камерой укупорки, в кото­ рую из компрессора по каналу в газовыпускном корпусе турбины и корпусе турбины подается уплотняющий воздух. Корпус охлаждается пресной водой, но в последние годы фирма стала выпускать неохлаждаемые корпуса.

На судовых дизелях, выпускаемых фирмой «МАН-Бурмейстер и Вайн» и ее лицензиатами, устанавливают турбокомпрессоры типа NA (рис. 5.2), в которых для опор ротора применены подшипники сколь­ жения с плавающими втулками с ресурсом 20 000-50 000 часов.

на или выбега ротора (вращение по инерции) и сравнивают его с дан­ ными заводских инструкций. Для технически исправных турбокомп­ рессоров судовых дизелей время свободного вращения ротора по инер­ ции до полной его остановки зависит от массы ротора и составляет 3,5-5,0 мин.

При монтаже ротора после ревизии или при замене поврежденно­ го запасным необходимо соблюдать рекомендуемые нормы установоч­ ных и предельно допустимых зазоров в турбокомпрессоре, указывае­ мых в заводских и фирменных инструкциях.

Чистоту проточных частей турбокомпрессора между ревизиями поддерживают путем их периодических промываний на ходу двигате­ ля. При использовании малосернистых топлив для промывания приме­ няют подогретую пресную воду, подаваемую специальной промывоч­ ной системой турбокомпрессора. При применении высокосернистых топлив проточные части промывают специальными моющими сред­ ствами или прибегают к сухой очистке путем подачи в процессе рабо­ ты твердого риса, скорлупы грецких орехов.

§ 5*3* Использование энергии выпускных газов для наддува

При анализе термодинамического цикла отмечалась возможность повышения его эффективности (увеличения удельной работы цикла) за счет использования продолженного расширения рабочего тела в лопаточных машинах. В действительном цикле идея продолженного расширения реализуется путем использования энергии выпускных га­ зов в газотурбокомпрессорах, применяемых для наддува двигателя.

Полная располагаемая энергия выпускных газов Е складывается (рис. 5.3а, б) из энергии расширения газов:

- от давления в цилиндре р штдо давления в выхлопном коллекто­ ре перед турбинойр т- составляющая Е,:

- от давления ртдо давления рт (давление за турбиной) - состав­ ляющая Ег

Составляющая Е носит импульсный (пульсирующий) характер и представляет собой энергию газов в виде импульсов изменения давле­ ния, температуры и скорости газа, возникающих в выпускной системе, перед турбиной в процессе свободного выпуска газов из цилиндра.

Составляющая Е2 имеет постоянный характер и представляет со­ бой энергию, характеризующуюся относительным постоянством дав-

турбинах двухтактных МОД удалось достигнуть использования 3545% энергии импульса Е В четырехтактном двигателе установка не­ скольких турбин по экономическим соображениям не всегда целесооб­ разна, поэтому объемы выпускных трактов получаются относительно большими, что снижает давление импульса и, соответственно, долю используемой энергии. В четырехтактном среднеоборотном двигателе она составляет (0,2-0,3) Ег

Преимущества импульсной системы наддува:

►более полное использование энергии газов, что облегчает зада­ чу сбалансированности мощностей турбины 3 и компрессора 4 (см. рис. 5.3а, Э);

►лучшее снабжение двигателя воздухом при пуске и на режимах малых частот вращения и нагрузок, в связи с чем в двухтактном двига­ теле с прямоточной схемой газообмена исключается необходимость в использовании дополнительных нагнетателей с независимым приводом; ►быстрое реагирование турбокомпрессора на изменение режима

работы двигателя, что обеспечивает его хорошую приемистость; ►лучшая продувка цилиндров благодаря более низкому давле­

нию в выпускных патрубках в период продувки. Недостатки импульсной системы наддува:

► сложность выпускного тракта; необходимость установки на больших двигателях нескольких турбин, максимально приближенных к питающим их цилиндрам, поскольку подключение к одной турбине более трех цилиндров и увеличение объема и длины подводящих вы­ пускных патрубков существенно снижают эффективность использова­ ния импульсной составляющей энергии газов;

►более низкий КПД турбины (по сравнению с турбиной на по­ стоянном давлении) вследствие непостоянства давления и скорости газов на входе в турбину, перетекания газов из-за наличия раздельного соплового аппарата, больших потерь на вентиляцию и пр.

С ростом давления наддува р к и р е доля импульсной составляю­ щей Е ; в общей энергии сокращается, поэтому, учитывая отмеченные недостатки, область использования импульсной системы ограничива­ ется р к = 0,13-0,20 МПа.

Постоянный газотурбинный наддув происходит при постоян­ ном давлении газов перед турбиной (см. рис. 5.3в, е). Продукты сгора­ ния из всех цилиндров направляются в один общий выпускной коллек­ тор 7, в котором из-за его большого объема давление газа, несмотря на цикличность поступления, выравнивается и поддерживается на посто­

янном уровнер т(см. рис. 5.3г), определяемом количеством поступаю­ щего газа, его параметрами и пропускной способностью турбины. Из коллектора газ поступает в одну или две турбины 3 ( 5 - воздухоохла­ дитель, 6 - ресивер). При такой организации выпуска кинетическая энергия Е в турбине не используется, часть ее теряется на дроссели­ рование газа в выпускных органах, на его перетекание из цилиндра в коллектор, а часть переходит в потенциальную составляющую, увели­ чивая ее на АЕ2. В итоге при наддуве с постоянным давлением распо­ лагаемая энергия Епгтн = Е2+ АЕ2.

Постоянство потока газа в турбину, обусловленное рл = const, позволяет получить более высокие значения КПД турбокомпрессора г\тк = 66-72%, что, в свою очередь, дало возможность в современных двигателях полностью перейти на газотурбинный наддув, отказав­ шись от использования подпоршневых полостей и иных механических нагнетателей в качестве дополнительных средств обеспечения двига­ телей воздухом.

§ 5.4* Энергетический баланс газотурбокомпрессора

Условием массового баланса между количества воздуха Gs,потреб­ ного для работы дизеля и воздуха, вырабатываемого турбокомпрессо­ ром G , является наличие баланса мощностей турбины и компрессора jV.= АТк. Графическая зависимость баланса мощностей в функции дав­ ления наддува представлена на рис. 5.4.

Из рисунка видно, что при наддуве с постоянным давлением энер­ гетический баланс (NJN = 1) достигается при давлении наддува р >

При отсутствии энергетического баланса массовый баланс может быть достигнут не только путем перехода на импульсный подвод газов к турбине, но и за счет улучшения качества протекания (снижения по­ требного для работы дизеля количества воздуха G ), либо путем ис­ пользования дополнительных нагнетателей воздуха.

Взаимосвязь заряда воздуха Gg= коэффициента продувки (раи потребного количества воздуха G = Vh р г\н (раможет быть обеспе­ чена как при высоком уровне наддува (повышением плотности возду­ ха р ), так и путем увеличения коэффициента наполнения г]нза счет совершенствования газообмена. Изложенные выше рекомендации в пол­ ной мере используются для обеспечения массового баланса в судовых двухтактных дизелях. Снижение G путем уменьшения коэффициента продувки нежелательно, так как продувочный воздух не только улуч­ шает качество продувки цилиндра, но и снижает температуры его ра­ бочих поверхностей, тем самым уменьшая уровень тепловых напряже­ ний ЦПГ.

Для 4-тактных двигателей в силу низких значений коэффициента продувки, наличия насосных ходов поршня, высоких значений коэф­ фициента наполнения и высоких температур выхлопных газов пробле­ ма обеспечения энергетического и массового баланса практически от­ сутствует. Этим и объясняется тот факт, что, как уже отмечалось ранее, наддув 4-тактных дизелей был реализован значительно раньше, чем 2-тактных, и сегодня степень наддува у 4-тактных двигателей выше.

§5*5* Расчет баланса мощностей компрессора и турбины

Настоящий расчет является приближенным, и целью его является определение условий достижения баланса мощностей компрессора и газовой турбины, при котором обеспечивается равенство мощностей турбины N mи компрессора NK.

Адиабатная работа сжатия в компрессоре

К .к = C ,J 0 \PK~ - 4 >

где r]h адиабатный КПД компрессора, пк =р /р0, теплоемкость воздуха срв= 1,006 кДж/(кгтрад).

Расход воздуха через компрессор

G = geN eG0cupa/3600, кг/с,

где Gg= 14,3 кг —теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива; ср = 1,55-1,85 - коэффициент избытка проду­ вочного воздуха; а - коэффициент избытка воздуха при сгорании.

Адиабатный КПД компрессора riad ориентировочно принимается равным 0,75-0,85.

где QH= 42700 кДж/кг; с = 1,12 кДж/кг-град - средняя изобарная теп­ лоемкость газов; относительная величина потери тепла с газами qz — 0,40-0,45. С увеличением предварения открытия выхлопных органов величина потери тепла растет, соответственно увеличивается и вели­ чина энергии газов, поступающих на турбину.

Адиабатная работа расширения газа в турбине постоянного дав­ ления

= СргТг [] ГР от ^к’ ], кДж/кг,

V Р г J

где р дт- давление газов за турбиной, при наличии утилизационного котлар от= 0,105-0,109 МПа; с ? = 1,12 кДж/(кгтрад); показатель адиа­ баты к= 1,31-1,35.

Расход газов, кг/с G = g N e(l + G(aq>y3600 .

Мощность газовой турбины NT= L г\т.

Эффективный КПД турбины г)топределяется, как и для комп­ рессора, либо по характеристике турбины, либо принимается равным 0,80-0,85 для ГТ постоянного давления и 0,65-0,75 для импульсных ГТ. Определив мощность турбины, сравниваем ее с мощностью комп­ рессора.

Если мощность турбины больше мощности компрессора, то это означает, что энергия поступающих на нее газов избыточна и часть газов путем байпасирования можно направить на использование ее в силовой турбине, в утилизационного котле или на выхлоп. Если же мощности недостаточно, то необходимо поднять температуру газов Г перед турбиной путем более раннего открытия выпускных органов (выхлопного клапана) - в рассматриваемом случае нужно увеличить qs. Наконец, можно перейти на ГТК с более высоким КПД (0,70-0,72).