РГР № 3 лебедь

Министерство транспорта Российской Федерации Федеральное агентство морского и речного транспорта

Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Государственный университет морского и речного флота имени адм. С. О. Макарова

Кафедра СДВС и АСЭУ.

Расчетно-графическая работа №3

«Расчет системы наддува»

Выполнил: Лебедь С.О.

Санкт – Петербург

2013

1. Определение энергетического баланса в системе наддува.

1. 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=3,2 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=3,2/0,98=3,26 бар

- степень повышения давления в компрессоре π_к=р_к/р₀=3,26/0,99=3,3

Относительное повышение температуры в компрессоре рассчитываем по формуле:

Приняв температуру на входе в фильтр компрессора Т₀=300К, 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 необходимо для сгорания одного кг топлива; G_ч = N_e*g_e= 32380*0,171=5537 кг/ч – расход топлива на двигатель, рассчитываем по формуле расход воздуха через компрессоры

кг/с

Приняв из рекомендованного диапазона адиабатный КПД компрессора η_ак=0,82, определим необходимую мощность центробежных компрессоров:

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

2. Расчет располагаемой мощности газовых турбин.

Давление газов перед турбиной определяется с учетом потери давления в выпускном тракте р_т=р_sξ_п ξ_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=2,92/3,2=0,91 – при продувке цилиндра (давление газов за цилиндром из расчета газообмена р_г=2,92 бар)

Давление газов перед турбиной р_т=р_sξ_пξ_г=3,2*0,91*0,98=2,85 бар.

Определим степень понижения давления газов турбине π_т=р_т/р_от=ξ_общπ_к=0,8479*3,3=2,8.

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 раcсчитываем 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=0,82.

Температура газов за турбиной:

В последней формуле внутренний КПД турбины определяется при значение механического КПД турбокомпрессора η_мт=0,95: η_iт=η_т/η_мт=0,82/0,95=0,86.

Определим, насколько отличается N_т и N_к:

Таким образом, выполненный поверочный расчет показал, что располагаемая мощность газовых турбин практически равна необходимой мощности центробежных компрессоров и, следовательно, энергетический баланс в системе наддува на расчетном режиме обеспечивается.

Относительная суммарная мощность газовых турбин δ_т=N_т/N_i= =10514/34169,4=0,31 (N_i=34169,4 кВт – индикаторная мощность двигателя из расчета рабочего цикла).

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

2. Выбор типа и числа турбокомпрессоров.

Так как G_к больше 45 кг/с, необходимо выбрать 2 одинаковых турбокомпрессора, в этом случае расход через каждый компрессор составит G_к =35 кг/с Выбираем 2 турбокомпрессора для рассчитываемого дизеля Wärtsilä-Sulzer RTA84-C. Массовый расход воздуха на двигатель составляет 70,3 кг/с; эффективная мощность двигателя N_e=32380 кВТ TCA 77

Выбираем коэффициент напора ψ_к=1,45. Приняв из расчета удельную работу адиабатного сжатия Н_к=122600 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=0,095.

Более точно осуществить выбор турбокомпрессора можно по информации, имеющейся на сайте фирмы Wärtsilä-Sulzer RTA84-C. На рисунке приведены характеристики турбокомпрессоров серии ТСА. По оси абсцисс отложен объёмный расход воздуха на входе в компрессор, который для рассчитываемого двигателя составляет V_к=G_к/=35/1,15=30 м³/с. Степень повышения давления в компрессоре, согласно расчету, приведенному ранее, π_к=3,3. По данным V_к и π_к на рисунке приведена точка, которая лежит в области параметров выбранного ранее турбокомпрессора TCA 77 по среднему типоразмерному ряду с π_к до 4,2. Таким образом, подтверждается правильность выбора турбокомпрессора.

При определении мощности компрессора и газовой турбины были приняты адиабатный КПД компрессора η_ак=0,82 и КПД турбины η_т=0,82. Их произведение определяется КПД турбокомпрессора: η_тк=η_акη_т=0,82*0,82=0,672.

Частота вращения ротора турбокомпрессора NA40/S на расчетном режиме составит

6