курсовой проект ТК-48 Голубец ПН ГОТОВО

Федеральное агентство по рыболовству
Федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего образования
«Астраханский государственный технический
университет»
Система менеджмента качества в области образования, воспитания, науки и инноваций сертифицирована DQS
по международному стандарту ISO 9001:2015
Институт морских технологий энергетики и транспорта
Специальность Эксплуатация судовых энергетических установок
Специализация Эксплуатация судовых дизельных энергетических установок
Кафедра Эксплуатация водного транспорта
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИИ
ТУРБОКОМПРЕССОРА ТК-48
по дисциплине «Судовые турбомашины»
Допущен к защите
«___»________20__г.
Работа выполнена
студентом группы ЗТЭСс-31
Голубец П.Н.__________
Руководитель работы
________
Руководитель работы
К.т.н., доцент Горбачев М.М.
подпись
Оценка, полученная на защите
«
»
Члены комиссии:
__________(_________________)
подпись
Фамилия И.О.
__________( _________________)
подпись
Фамилия И.О.
__________(_________________
подпись
Фамилия И.О.
Астрахань 2020
СОДЕРЖАНИЕ:
Введение......................................................................................................... 3
1.
Исходные данные для конструкции газотурбинного нагнетателя .. 4
2.
3.
Выбор прототипа турбокомпрессора ................................................. 5
Расчет центробежного компрессора ................................................... 6
4.
Выбор подшипников и системы смазки .......................................... 14
5.
Техническая эксплуатация турбокомпрессора ТК-48 ..................... 16
6.
Описание конструкции турбокомпрессора ТК. ................................ 18
Заключение .................................................................................................. 29
Список использованной литературы ........................................................ 30
Приложение 1. Общий вид турбокомпрессора ТК-48 ........................... 31
2
Введение
Наддув - это способ повышения мощности двигателя, который
основывается на увеличении массы заряда воздуха, поступающего в цилиндр
двигателя в процессе наполнения и соответственном повышении количества
впрыскиваемого в цилиндр топлива. Поскольку большее количество
тепловой энергии сообщается газам, то, соответственно увеличивается и
совершаемая ими за цикл работа, а соответственно и мощность двигателя.
Наддув широко применяется для двигателей разнообразного назначения:
судовых, тепловозных, автомобильных, тракторных и т.д.
В курсовом проекте производится расчёт параметров конструкции для
дизеля Detroit Diesel мощностью 1030 кВт.
3
1. Исходные данные для конструкции газотурбинного нагнетателя
Характеристики двигателя:
- Марка двигателя Detroit Diesel;
- Номинальная мощность, 𝑃𝑒 =1030 кВт;
- Расход топлива, 𝑏𝑒 =0,356 кг/(кВтч);
- Суммарный коэффициент избытка воздуха, 𝛼∑ = 2,4;
- Температура газов на выхлопе, Тт =500 °С;
- Количество цилиндров дизеля, 12 шт.;
- Давление наддува, 𝑃𝐾 = 0,25 МПа;
- Условия работы ТК – нормальные условия;
- Вид наддува – импульсный.
4
2. Выбор прототипа турбокомпрессора
Подбор турбокомпрессора производится исходя из параметров Gk расход воздуха и степень повышения давления - k (номограмма, рисунок.1).
Gk 
14,3     Pe  be 14,3  2,4  1030  0,356

 3,49
3600
3600
k 
Pk
2,5

 2,42
P0 1.033
где: Рe - эффективная мощность, (кВт);
be - удельный эффективный расход топлива, (кг/(кВтч));
Pk - давление наддува, (кг/см2);
P0 - атмосферное давление, (кг/см2);
 - суммарный коэффициент избытка воздуха.
Рисунок 1 - Номограмма для выбора турбокомпрессора
В качестве прототипа принимаем ТК-41.
5
3. Расчет центробежного компрессора
- Коэффициент напора: H k  1,38 ,
Коэффициент напора, а также КПД компрессора зависят от вида
диффузора,
используемого
в
компрессоре.
Выбираем
лопаточный
диффузор,т.к данный прототип не может быть безлопаточным.
- КПД компрессора:  k  0,8
- Коэффициент расхода воздуха: C m  0,25....0,35  0,3
- Диаметр колеса компрессора: Dk  410 [мм]
- Диаметр ступицы компрессора:
D0  (0,2...0,3)  Dk  0,25  410  102,5
[мм]
- Давление окружающей среды: P0  1,033 [кг/см2]
- Падение давления в глушителе, в воздушном фильтре:
p  0,03...0,04  0,035 [кг/см2]
- Температура окружающей среды: T0  293 [K]
- Температура воздуха после глушителя: Ta  T0  293 [K]
- Давление после глушителя:
Pa  P0  p  1,033  0,035  0,998 [кг/см2]
- Адиабатная работа компрессора:
H k  102,5  t k  Ta  102,5  0,306  293  9190
t k
[кгсм/кг]
- характеристика компрессора при к = 1,4,
Пк – степень повышения давления в компрессоре.
- Окружная скорость на диаметре:
Vk 
2g  H k

Hk
2  9,8  9190
 361
1,38
[м/с]
- Меридиональная скорость воздуха перед рабочим колесом:
C1  C m  Vk  0,3  361  108,3 [м/с]
6
- Температура воздуха перед колесом:
 C2 
 108,32 
  287,165 [K]
T1  Ta   1   293  
 2010 
 2010 
- Показатель политропы во входном устройстве: n = 1,35…1,39 = 1,37
- Давление воздуха перед рабочим колесом:
n
1, 37
 T  n1
 287,165 1,371
P1  Pa   1   0,998  
 0,94 [кг/см2]

 293 
 Ta 
- Плотность воздуха:
10 4  P1
10 4  0,94
1 

 1,117 [кг/м3]
R  T1
29,3  287,165
R = 29,3 (универсальная газовая постоянная)
- Площадь на входе в колесо:
10 4  Gk
10 4  3,49
F1 

 288,5 [см2]
C1   1
108,3  1,117
- Наружный диаметр колеса:
DH  D02 
4 F1  10 2

 102,52 
4  288,5  10 2

 217,38 [мм]
- Средний диаметр на входе в колесо:
D1 
DH2  D02

2
217,382  102,52
 169,94 [мм]
2
- Окружная скорость на среднем диаметре:
V1 
Vk  D1 361  169,94

 149,63
Dk
410
[м/с]
Число рабочих лопаток компрессора zk= 12…25, диффузора zd= 12…35
по прототипу. Точное число лопаток определяется путем подбора
-
выбирается количество лопаток, при котором расчетный КПД компрессора
достигает своего максимума. zk , zd - не кратны друг другу. Если выбран
безлопаточный диффузор, zd не определяется. Принимаем число лопаток
колеса zk= 14, диффузора zd= 19.
- Коэффициент изменения напора:
7

2
1

3z k
1

1
D
1   1 
 Dk 
2
2
1

3  14
1
 0,63
1
 169,94 
1 

 410 
2
- Коэффициент трения диска:   0,04...0,08  0,06
- КПД компрессора расчетный:
 kр 
Hk
1,38

 0,81
2   2  0,82  0,06
 
 кр   к 0,81  0,8

 0,01
0,81
 кр
р
При этом, выполняется условие (  k   k )
- Энергия, подведенная к потоку воздуха:
Lk 
Hk
k
9190
 11487,5 [кгсм/кг]
0,8

- Коэффициент стеснения потока: r1 = 0,85
- Скорость потока воздуха на входе в колесо, с учетом стеснения
потока:
С1 
С1 108,3

 127,4 [м/с]
r1
0,85
- Угол лопатки на входе в колесо:
 C1 
 127,4 
  arctg 
  40
 149,63 
 V1 
1  arctg 
- Угол лопатки на среднем диаметре:
1л  1  I   40  8  48
I   5...10   8
- Угол лопатки на наружном диаметре:

 НЛ  arctg tg1Л  

D1 
169,94 

 41
  arctg tg 48 
DH 
217,38 

- Угол лопатки на диаметре D0:

 0  arctg tg1Л  

D1 
169,94 

 61,4
  arctg tg 46 
D0 
102,5 

8
- Угол потока воздуха на входе в рабочее колесо:
 C1 
 108,3 
  arctg 
  35
 149,63 
 V1 
1  arctg 
- Площадь горловины входа в компрессор:
f1 
10

 Gk  sin 1  10 4  3,49  sin 35

 164,4 [см2]
m1  C1   1 
1  108,3  1,117
4
m1 = 0,9…1,1 = 1 – поправочный коэффициент
- Диаметр горловины входа:
d
  D1  sin 1     169,94  sin 35  21,7 [мм]
m1  z k 
1  14
- Угол потока воздуха на наружном диаметре колеса:
 C1  D1
 V1  DH
 H  arctg

 108,3  169,94 
  arctg
  29,7 °
 149,63  217,38 

- Относительная скорость воздуха на наружном диаметре:
H 
C1
127,4

 260 [м/с]
sin  H  sin 29,7
- Температура воздуха на выходе из рабочего колеса компрессора:
2

 




2
2
T2  T1   
1005


 2
  Vk 
 0,63  0,06 / 2  0,632 / 2  3612 

  287,165  
  348,1 [K]
1005






где α – коэффициент трения диска, выбранный ранее.
- КПД колеса компрессора:kк = 0,85…0,93 = 0,89
- Показатель степени:
k  k к 1,4  0,89
n


 3,115
n  1 k  1 1,4  1
- Давление воздуха на выходе из рабочего колеса:
T 
P2  P1   2 
 T1 
n
 n1
 348,1 
 0,94  

 287,165 
3,115
 1,7 [кгс/см2]
- Плотность воздуха на выходе из рабочего колеса:
2 
10 4  P2
10 4  1,7

 1,66 [кг/м3]
R  T2
29,3  348,1
9
- Радиальная составляющая скорости на выходе из рабочего колеса:
C2r = (0,9…1)C1 =0,95108,3 = 102,885[м/с]
- Окружная составляющая скорости на выходе из рабочего колеса:
C2v = Vk= 0,63361= 227 [м/с]
- Абсолютная скорость потока воздуха на выходе из рабочего колеса:
С2  С22v  C22r  227 2  102,8852  249,2 [м/с]
- Энергия, подведенная к потоку:
Lk= 102,5(T2 - T0) = 102,5(348,1 - 293) = 5648 [кгсм/кг]
- Ширина рабочего колеса компрессора на выходе:
b2 
106  Gk
106  3,49

 15,87 [мм]
  Dk  C2 r   2   410  102,885  1,66
- Диаметр диффузора лопаточного:
D3 = (1,1…1,2) Dk=1,15*410=471,5[мм]
- Скорость воздуха на выходе из безлопаточной части диффузора:
С3  С 2 
Dk
410
 249,2 
 216,7 [м/с]
D3
471,5
- Температура воздуха на выходе из безлопаточной части диффузора:
 C 2  C32 
 249,2 2  216,7 2 
T3  T2   2

348
,
1



  355,6
2010
2010




[K]
- КПД безлопаточной части диффузора: 3 = 0,6  0,8 = 0,7
- Показатель степени:

n
1,4  0,7
k 3 
 2,45
n 1
k  1 1,4  1
- Давление воздуха на выходе из безлопаточной части диффузора:
T 
P3  P2   3 
 T2 
n
n 1
 355,6 
 1,68

 348,1 
2 , 45
 1,77 [кг/см2]
- Плотность воздуха на выходе из безлопаточной части диффузора:
3 
10 4  P3
10 4  1,77

 1,7 [кг/м3]
R  T3
29,3  355,6
- Площадь горловины диффузора на входе:
10
fD 
10 4  Gk
10 4  3,49

 94,7 [см2]
m3  C3   3 1  216,7  1,7
m3 = (0,9…1,1) = 1 – поправочный коэффициент
-Диаметр горловины на входе в лопаточный диффузор
d3 
10 2  f D
, [мм];
b3  z d
b3 - ширина лопатки на входе, b3 = (0,9…1,1) b2=1*23,5=23,5
zd-число лопаток лопаточного диффузора zd= 12…35
d3 
10 2  f D 10 2  94,7
=31,4 мм

b3  z d
15,87  19
- Угол потока воздуха на входе в лопаточный диффузор:
 m3  d 3  z d
   D3
 3  arctg 

 1  31,4  19
  arctg
 3,14 * 471,5


 =21,8°

- Угол лопатки диффузора на входе:
3л = 3 + (2 … 5)= 21,8+3,5=25,3°
- Угол лопатки диффузора на выходе:
4л = 3 + (10…18)= 21,8+14=35,8°
- Диаметр на выходе:
D4 = (1,6 - 1,8)Dk= 1,7410=697 мм
- Радиус дуги средней линии лопатки
R
697 2  471,52 
 D32
=469,8 мм

4  D4  cos 4 л   D3  cos 3 л  4  697  cos35,8   471,5  cos25,3
D
2
4



- Ширина лопатки на выходе:
b4 = b3 =(0,9…1,1)b2= 1 * 23,5=23,5[мм]
- КПД лопаточного диффузора:
4 = (0,7…0,85) = 0,78
- Показатель степени политропы:
11
0,78

n
=2,73
 k  4 = 1,4 
1,4  1
n 1
k 1
1
 n 

  1 = 2,73-1 = 1,73
n  1  n  1
- Температура потока воздуха на выходе из лопаточного диффузора:
Возьмем С4 = 110м/с
 C32  C 42 
T4  T3  
 = 355,7+(216,7*216,7 – 110*110)/2010 =372,8[K]
 2010 
- Скорость потока воздуха на выходе из лопаточного диффузора
b D  sin  3 л    T3 
C 4  C3  3  3  
  
b4 D4  sin  4 л   T4 
1
n 1
23,5 471,5  sin 25,3   355,7
 216,7 


 
23,5 697  sin 35,8   372,8
1, 73



= 179,3м/с
- Давление потока воздуха на выходе из лопаточного диффузора:
T
P4  P3   4
 T3



n
n 1
 372,8 
= 1,77  

 355,7 
2, 73
= 1,62[кг/см2]
- Плотность потока воздуха на выходе из лопаточного диффузора:
4 
10 4  1,62
10 4  P4
=1,48 [кг/м3]

R  T4
29,3  372,8
- Площадь горловины диффузора на выходе из лопаточного
диффузора:
f 4D 
10 4  Gk
10 4  3,49
=131,5 [см2];

m4  C 4   4  k t 1  179,3  1,48  1
m4 = (0,9…1,1) ; - поправочный коэффициент, принимается с учетом
kt = 1 – поправочный коэффициент
- Диаметр горловины лопаточного диффузора на выходе:
d4 
10 2  f 4 D 10 2  131,5
=29,5 [мм]

b4  z d
23,5  19
- Суммарная площадь горловины лопаточного диффузора:
12
f 
D4 b4  sin  4 л  697 23,5
 


D3 b3  sin  3 л   471,5 23,5
 sin 35,8 

 =2,02
 sin 25,3 
- Средний угол раскрытия потока воздуха в диффузоре:
 b3 k  sin  3 л  
f 1



zd
 D3
  D4   1
 D3 
2,02  1
23,5 1  sin 25,3  


=9,14°
  697
471,5
19

 
1
471,5 

  2  arctg 

 2  arctg 


k = 1 – поправочный коэффициент.
- КПД улитки компрессора:5 = (0,4…0,66) = 0,53
-
Показатель степени политропы на выходе из компрессора:
0,53

n
=1,855
 k  5 = 1,4 
1,4  1
n 1
k 1
- Температура воздуха на выходе из компрессора:
179,32  81,225 2 
 C42  Ck2 
T5  T4  
 =385,5 [K];
  372,8  
2010


 2010 
Сk= (0,6…0,9)C1= 0,75* 108,3=81,225[м/с]
- Давление воздуха на выходе из компрессора:
T
P5  P4   5
 T4



n
n 1
 385,5
 1,62  
 372,8
1,855



=1,7[кг/см2]
- Плотность воздуха, выходящего из компрессора:
5 
10 4  1,7
10 4  P5
=1,5 [кг/м3]

R  T5
29,3  385,5
- Степень повышения давления:
k 
P5
1,7
=
=1,7
Pa
0,998
- Мощность на валу компрессора:
G
3,49  9190
k H
k

N
к 
p
75  0,81
75

k
= 528
13
Выбор подшипников и системы смазки
4.
В турбокомпрессорах типа ТК применяются подшипники скольжения и
подшипники
качения.
Подшипники
скольжения
применяют
для
турбокомпрессоров больших размеров, так как роторы достигают в них
большой
массы
и
это
требует
повышенной
несущей
способности
подшипников скольжения. Кроме того,подшипники скольжения имеют
высокую надежность, повышенную грузоподъемность, ремонтопригодность
и долговечность, а подшипники качения – низкие потери на трение и
обеспечивают легкий запуск турбокомпрессора при низких температурах
окружающей среды.
Поэтому, так как в нашем случае диаметр колеса компрессора
составляет 480 мм, лучше выбрать подшипники скольжения.
В
нашем
случае,
ротор
турбокомпрессора
вращается
в
двух
подшипниках скольжения, один из которых расположен в части корпуса
компрессора, другой в центральной части газоприемного корпуса.
Подшипник, расположенный со стороны компрессора, воспринимает
радиальные и осевые усилия, т.е. является опорно-упорным.
Подшипник состоит из стального корпуса, имеющего фланец с
отверстиями
для
крепления,
и
запрессованной
в
него
втулки
из
высокооловянистой бронзы. Втулка застопорена винтом. На корпусе
подшипника имеются два резьбовых отверстия для съемника, каналы для
подвода смазки и сливные каналы для масла.
Смазка подшипников турбокомпрессора может производиться по
следующим схемам:
- смазка подшипников скольжения из системы смазки двигателя;
-
смазка
подшипников
из
автономной
системы
смазки
турбокомпрессора;
В нашем случае для турбокомпрессора ТК-48 больше подойдет смазка
подшипников из автономной системы смазки, т.к. смазка под давлением
14
производится
для
подшипников
скольжения
турбокомпрессоров,
не
имеющих больших размеров и соответственно большой инерции ротора. В
противном случае на долевых режимах работы двигателя при снижении
давления смазочного масла инерция вращения ротора турбокомпрессора
может привести к повреждению подшипников.
Смазка подшипников скольжения из автономной системы смазки
применяется для турбокомпрессоров больших размеров.
Система подачи масла для подшипников качения из автономной
системы
смазки
расположенной
заключается
в
корпусе
в
разбрызгивании
турбокомпрессора.
масла
из
Разбрызгивание
ванны,
масла
осуществляется за счет разбрызгивающих дисков – турбин или миниатюрных
насосов (чаще всего шестеренчатых или центробежных). Масла для смазки
подшипников качения используются турбинные, например, отечественных
марок Т46 и ТСКП46.
15
5. Техническая эксплуатация турбокомпрессора ТК-48
При эксплуатации турбокомпрессоров требуется контролировать
следующие параметры:
- давление наддувочного воздуха;
- температуру газов за турбиной;
-температуру
охлаждающей
воды
на
входе
и
выходе
из
турбокомпрессора;
- уровень масла в масляной ванне (для смазки подшипников качения).
При запуске двигателя одновременно начинает вращаться также и
ротор
турбокомпрессора.
При
помощи
стетоскопа
производится
прослушивание и проверка, спокойно ли и равномерно происходит выбег
ротора.
После запуска производится контроль циркуляции охлаждающей воды,
температура которой не должна превышать 60 - 70 0С.
При испытаниях турбокомпрессора измеряются и записываются при
различной мощности двигателя значения следующих параметров:
- температура отработавших газов перед и за турбиной;
- температура воздуха на стороне всасывания и на выходе из
компрессора (или же из воздухоохладителя);
- давление воздуха на стороне всасывания и на выходе из компрессора;
- число оборотов турбокомпрессора.
В процессе эксплуатации турбокомпрессора происходит постепенное
снижение его характеристик (давление наддува, расход воздуха, кпд) и
ухудшение его технического состояния. Одной из причин таких нарушений
является загрязнение проточной части компрессора и турбины, а также
загрязнение
воздушного
фильтра
загрязнений
турбокомпрессора
компрессора.
происходит
В
результате
увеличение
таких
температуры
выхлопных газов, повышение расхода топлива двигателя. Дополнительным
негативным эффектом является разбалансировка ротора турбокомпрессора,
16
что приводит к повышенному износу подшипников и уплотнений и
повышенной вибрации ротора. Кроме этого, выхлопные газы дизеля и их
отложения окисляют материалы рабочих лопаток турбин, соплового аппарата
и деталей проточной части турбины, а это может вызвать снижение
надежности этих элементов.
Загрязнения проточной части турбины оказывают влияние на общую
работу турбокомпрессора, в том числе:
- на кпд турбокомпрессора, вызывает его снижение;
- на разбалансировку ротора, поскольку отложения откладываются на
лопатках турбины;
- на снижение проходного сечения потока газов, что может вызвать
помпаж компрессора.
Так же следует периодически производить очистку фильтров:
Сеточные и войлочные фильтры очищаются преимущественно с
помощью промывки в дизельном топливе с дальнейшей продувкой сжатым
воздухом
(или
паром)
с
избыточным давлением 0,2…0,3
МПа и
последующим высушиванием.
17
6. Описание конструкции турбокомпрессора ТК.
Конструкция одной из модификаций турбокомпрессора представлена
на Рисунке 1.
Основными узлами турбокомпрессора являются: остов, состоящий из
корпусных деталей: газоприемного корпуса 13, газовыхлопного корпуса 10,
корпуса компрессора 1 и теплоизоляционного кожуха 6; ротор 7,
представляющий собой жесткий вал с расположенными на нем рабочими
колесами турбины 9 и компрессора 2; сопловой аппарат 12; диффузор 4;
подшипники скольжения 14, 23.
Принцип работы турбокомпрессора заключается
в следующем:
отработанные газы из цилиндров двигателя по выхлопным коллекторам
поступают в каналы газоприемного корпуса и далее направляются в
сопловой аппарат турбины 12.
Проходя сопловой аппарат 12, газы расширяются, приобретают
высокую скорость, направляются под необходимым углом для безударного
входа на лопатки рабочего колеса турбины 9 и приводят во вращение ротор.
Пройдя лопаточный венец турбины, газы через газовыхлопной корпус 10
удаляются в атмосферу или в утилизационный кожух.
При
вращении
ротора,
воздух
по
входным
каналам
корпуса
компрессора 29 поступает из атмосферы на колесо центробежного
компрессора 2, где происходит основное повышение давления воздуха. Затем
в диффузоре (лопаточном или безлопаточном) и спиральном канале (улитке)
кинетическая энергия потока воздуха превращается в потенциальную, что
приводит к дальнейшему повышению давления. Из улитки компрессора
воздух подается в цилиндры двигателя.
18
Рисунок 1. Продольный разрез турбокомпрессора ТК.
1 – корпус компрессора, 2 – колесо компрессора, 3 – проушина, 4 –
лопаточный диффузор, 5 – кольцо диффузора, 6 – теплоизоляционный кожух,
7 – вал ротора, 8 – кольцо соплового аппарата, 9 – колесо турбины, 10 –
газовыхлопной корпус, 11 – воздухоподводящий канал, 12 -
сопловой
аппарат, 13 - газоприемный корпус, 14 – опорный подшипник, 15 – крышка
подшипникового узла, 16 – маслоподводящий патрубок, 17 – дроссель, 18 теплоизоляционный кожух корпуса компрессора, 19 – теплоизоляционный
кожух ротора, 20 - лапы крепления, 21 – кольцо уплотнения компрессора, 22
– уплотнения со стороны турбины, 23 – опорно – упорный подшипник, 24 –
уплотнения со стороны компрессора, 25 – улитка компрессора, 26 – полость
охлаждения, 27 – полость охлаждения, 28 – полость охлаждения, 29 –
входная часть корпуса компрессора, 30 – маслоотводящий патрубок.
Корпусные
(газоприемный
детали,
составляющие
корпус, газовыхлопной
остов
турбокомпрессора
корпус, корпус
компрессора),
соединены между собой круглыми фланцами и центрированы посадочными
19
буртами. Такая конструкция остова позволяет собирать корпуса в различных
взаимных положениях с поворотом через каждые 30о, что необходимо при
различных компоновках коллекторов турбокомпрессора и двигателя.
Газоприемный и газовыхлопной корпуса и корпус компрессора
представляют собой фасонные отливки из чугуна (для газоприемного и
газовыхлопного корпуса) и алюминиевого сплава (для корпуса компрессора).
Первые два, нагреваемые во время работы горячими газами, имеют водяную
рубашку, в которой циркулирует вода. Полости для охлаждающей воды – 26,
27, 28. Газоприемный корпус в зависимости от числа выхлопных
коллекторов, через которые подводится газ к турбине, выполняется с одним,
двумя или четырьмя каналами.
В зависимости от конструкции двигателя, корпус компрессора
изготавливается с одним или двумя выходными патрубками.
В газоприемном корпусе и корпусе компрессора расположены полости
подшипников, которые закрываются крышками 15.
К фланцам выхлопного корпуса крепятся кронштейны 20 в виде лап, с
помощью которых турбокомпрессор устанавливается на двигателе.
Теплоизоляционный кожух 6 служит для:
- защиты вала ротора, от теплового излучения горячих выхлопных
газов;
- образования вместе с кожухом соплового аппарата поворота в канале,
двигаясь по которому, газы направляются в сторону выхлопа;
- изоляции полости компрессора от горячих полостей турбины, что
позволяет снизить затраты мощности на сжатие воздуха в компрессоре. Это
также предотвращает нагрев колеса компрессора и его тепловое расширение,
а соответственно, возможного задевания колеса компрессора о статор.
Теплоизоляционный кожух состоит из кожуха ротора 19 и экрана 18,
соединенных болтами с лабиринтом колеса 21, который крепится к
выхлопному корпусу при помощи восьми винтов. Все три элемента
20
разъемные, что позволяет производить их сборку и разборку без снятия
колеса компрессора 2 с вала ротора.
Плоскости разъема этих деталей повернуты относительно друг друга на
90°, таким образом, каждый элемент является связывающим для соседнего.
Внутренняя полость кожуха заполняется теплоизоляционным материалов.
Ротор 7 турбокомпрессора имеет вал сварной конструкции, состоящей
из колеса турбины и приваренных к нему двух полувалов. Рабочие лопатки
колеса турбины 9 крепятся к диску при помощи елочных замков, иногда с
помощью сварки или в некоторых случаях отливаются вместе с диском (этот
метод характерен для турбокомпрессоров малых размеров с небольшими
роторами). Крепление при помощи елочных замков позволяет заменять
отдельные лопатки в случае их повреждения. Диск и лопатки колеса турбины
изготовляются из специальных жаропрочных сталей.
Колесо компрессора 2 изготавливается из алюминиевого сплава, оно
плотно насажено на вал и разборке в судовых условиях не подлежит. Посадка
колеса компрессора осуществляется частично на шлицы, а частично с
помощью посадки на горячее с натягом. Для осуществления горячей посадки
колесо компрессора погружают на 50-60 минут в кипящую воду, после чего
посадка на вал осуществляется с помощью пресса. Замена колеса
компрессора возможна только в заводских условиях.
На диске колеса компрессора с тыльной стороны имеются гребешки,
которые с небольшим зазором сопрягаются с подобными гребешками на
разъемном неподвижном диске - лабиринте 21 и, таким образом, создают
лабиринтовое уплотнение, препятствующее утечкам сжатого воздуха.
Во время работы двигателя ротор турбокомпрессора типа ТК имеет
частоту вращения от 12000 до 45000 об/мин (более высокие частоты
вращения имеют турбокомпрессоры меньших типоразмеров), поэтому при
изготовлении ротор подвергается статической и динамической балансировке.
Прогиб вала или другие повреждения ротора, которые приводят к
нарушению балансировки, недопустимы, так как приводят к выходу из строя
21
подшипников, уплотнений, крыльчатки компрессора, рабочих лопаток
турбины и более тяжелым авариям.
По концам ротор имеет цапфы (шейки вала, закаленные токами
высокой частоты), работающие непосредственно в подшипниках.
Неподвижный лопаточный венец 12, расположенный перед рабочими
лопатками турбины, называется сопловым аппаратом. В сопловом аппарате
12
происходит
преобразование
потенциальной
энергии
газов
в
кинетическую, то есть газы увеличивают свою скорость до максимального
значения. Лопаточный венец соплового аппарата может отливаться как одно
целое с внутренним кольцом или свариваться из секторов отдельных
лопаток, а также может набираться из отдельных секторов. Сопловой аппарат
крепится болтами к газоприемному корпусу за внутреннее кольцо.
Снаружи сопловой аппарат и колесо турбины охватываются чугунным
или стальным кожухом - кольцом 8, который удерживает наружное кольцо
соплового
аппарата,
не
препятствуя
его
тепловым
расширениям,
предотвращает потери энергии газа на выходе из турбинного колеса и
определяет движение газов в осевом направлении, а также обеспечивает
безопасность в случае обрыва лопаток турбины. Кожух 8 имеет некоторую
длину в осевом направлении после колеса турбины для предотвращения
потерь энергии газов на колесе турбины, связанных с истечением газа из
небольшого
объема
проточной
газовыхлопного корпуса.
части
в
большой
объем
полости
Кожух соплового аппарата и сопловой аппарат
крепятся к газоприемному корпусу специальными болтами.
Участок проточной части компрессора между колесом и спиральной
улиткой, где снижается скорость и повышается давление воздуха, называется
диффузором 4.
В зависимости от назначения и исполнения турбокомпрессора
применяются два типа диффузоров: безлопаточный (или щелевой) и
лопаточный.
22
Безлопаточный диффузор выполнен в виде двух плоских или
конических дисков, образующих между собой щель.
Лопаточный диффузор выполняется в виде диска, с лопатками,
образующими решетку. Благодаря решетке траектория движения частиц
воздуха за колесом становится значительно короче, что приводит к
уменьшению потерь на трение, поэтому турбокомпрессор с лопаточным
диффузором обладает высоким кпд, однако в турбокомпрессорах небольших
размеров изготовить и разместить лопаточный диффузор сложнее. Также
лопаточный диффузор быстрее подвергается загрязнениям и его труднее
очистить от загрязнений, чем безлопаточный.
Как лопаточный, так и безлопаточный диффузоры, при установке
зажимаются между вставкой и кольцом 5 и фиксируются штифтом.
В турбокомпрессорах типа ТК применяются подшипники скольжения и
подшипники
качения.
Подшипники
скольжения
применяют
для
турбокомпрессоров больших размеров, так как роторы достигают в них
большой
массы
и
это
требует
повышенной
несущей
способности
подшипников скольжения. Кроме того, подшипники скольжения в отличие
от подшипников качения ремонтопригодны, но имеют более высокое трение.
В данном случае, ротор турбокомпрессора вращается в двух
подшипниках скольжения, один из которых 23 расположен в части корпуса
компрессора, другой 14 в центральной части газоприемного корпуса.
Подшипник
23,
расположенный
со
стороны
компрессора,
воспринимает радиальные и осевые усилия, т.е. является опорно-упорным.
Конструкция опорно – упорного подшипника скольжения представлена
на Рисунке 2.
23
Рупорного порррррис
Рисунок 2. Конструкция опорно – упорного подшипника скольжения
Подшипник состоит из стального корпуса 3, имеющего фланец с
отверстиями для крепления, и запрессованной в него втулки 2 из
высокооловянистой бронзы. Втулка застопорена винтом 5. На корпусе
подшипника имеются два резьбовых отверстия для съемника, каналы для
подвода смазки и сливные каналы для масла.
У
некоторых
модификаций
турбокомпрессоров
опорно-упорный
подшипник имеет на втулке продольную канавку, выходящую на упорный
торец для смазки упорной части.
Подшипники с такой канавкой нельзя использовать в качестве
опорных, т.е. нельзя ставить со стороны турбины. На конце ротора, со
стороны компрессора имеется пята 1 в виде массивной плоской шайбы с
закаленной
рабочей
поверхностью,
через
которую
осевые
усилия,
24
действующие на ротор в направлении от турбины к компрессору, передаются
на торец упорного подшипника. Шайба 6, закрепленная гайкой 7,
ограничивает осевой люфт ротора. Как пята 1, так и шайба 6 не могут
проворачиваться относительно вала, так как этому препятствуют штифты.
Гайка 7 стопорится замочной пластиной 8, изогнутой в виде буквы "П". Один
конец ее располагается в пазу вала, другой - в пазу гайки 7.
Для турбокомпрессоров с более напряженным режимом работы
применяются опорно - упорные подшипники другой конструкции, имеющие
повышенную несущую способность. Конструкция подшипника представлена
на Рисунке 3.
Рисунок 3. Опорно-упорный подшипник с повышенной
несущей способностью
В таком подшипнике упорная часть представляет собой отдельный
плоский подпятник 3 из высокооловянистой бронзы со смазочными
25
канавками на рабочем торце, зафиксированный от проворачивания штифтом
7 (Рисунок 3). Подпятник имеет упругую опору, состоящую из набора
металлических пластин и слоя масла между ними, которая служит для
компенсации перекосов упорного торца, возникающих при монтаже и работе
узла. При монтаже подшипник устанавливается так, чтобы сливные каналы
располагались внизу.
Масло к подшипнику подводится из системы смазки двигателя по
штуцеру 16 (Рисунок 1), а отводятся через штуцер 30 (Рисунок 1).
Полости, в которых находятся подшипники, как со стороны турбины,
так и со стороны компрессора отделены от внутренних полостей агрегата
уплотнениями.
Уплотнение со стороны компрессора 24 (Рисунок 1) препятствует
утечке масла из полости подшипника в компрессор. Оно состоит из двух
упругих
колец
типа
поршневых
и
полулабиринтовых
уплотнений,
образуемых завальцованными в вал гребешками и запрессованной в корпус
компрессора втулкой (пример полулабиринтовых уплотнений показан на
Рисунке 4). В промежуток между кольцами и лабиринтами подводится
уплотняющий воздух по отверстиям в корпусе и во втулке из улитки
компрессора, который обеспечивает эффективность уплотнения.
Рисунок 4. Уплотнения турбокомпрессора.
26
Кольца, во время вращения ротора, благодаря своей упругости
прижимаются к втулке и остаются неподвижными. Контактные кольца
изготавливаются, как правило, из чугуна.
В
турбокомпрессорах
некоторых
модификаций
в
качестве
дополнительной меры для предотвращения перетекания масла из полости
подшипника, к пяте крепится маслоотбойное кольцо 6 (Рисунок 3).
Уплотнение со стороны турбины 22 (Рисунок 1) не допускает прорыва
имеющих избыточное давление горячих газов из осевого зазора между
сопловым аппаратом и колесом турбины в полость подшипника, а также
предотвращает попадание масла из полости подшипника на нагретую часть
вала, где оно может закоксоваться и заполнить зазоры, препятствуя
свободному вращению ротора.
Это уплотнение состоит из двух уплотнительных колец и двух групп
полулабиринтов, между которыми по отверстиям в газовыхлопном и
газоприемном корпусах и во втулке уплотнения подводится сжатый воздух
из компрессора. Давление воздуха выше давления газов, поэтому воздух
препятствует проникновению горячих газов, кроме того, двигаясь вдоль вала
в сторону турбины, он способствует охлаждению ротора. Количество
воздуха, поступающего в уплотнение, зависит от размера и количества
отверстий в дросселе 17 (Рисунок 1).
Чтобы уравнять давление с обеих сторон колец, а также не допустить
проникновение газов в полость подшипника и далее по сливному масляному
трубопроводу в картер двигателя, турбокомпрессор имеет дренаж. По ним
воздух удаляется в одних модификациях турбокомпрессора в атмосферу по
каналам в газоприемном корпусе, в других отводится по отверстиям в валу во
входные каналы компрессора.
Отечественные
турбокомпрессоры
серии
ТК
проектируются
несколькими организациями, в том числе, Специальным Конструкторским
Бюро Турбонагнетателей (ОАО «СКБТ»), ОАО «Пензадизельмаш». Данное
бюро выпускает турбокомпрессоры, предназначенные для наддува дизелей
27
различного назначения. Данные турбокомпрессоры предназначены для
двигателей морских и речных судов, магистральных и маневровых
тепловозов, а также, в качестве газомотокомпрессоров, работающих на
газоперекачивающих
станциях
компаний
газовой
и
нефтяной
промышленности.
28
Заключение
В
курсовом
проекте
рассмотрены
вопросы
конструкции
турбокомпрессора ТК-48для дизеля MAN мощностью 3300 кВт, произведены
соответствующие расчеты параметров, описание, принцип действия и основы
технической эксплуатации.
29
Список использованной литературы
1.
Гордеев
П.А.
Агрегаты
наддува
двигателей
внутреннего
сгорания. Методические указания. – СПбГМТУ, 2000;
2.
Кита В. Ф. Устройство и ремонт турбокомпрессоров судовых
ДВС / В. Ф. Кита; М.: Транспорт, 1972;
3.
Макушев Ю.П., Корнеев С.В. Агрегаты наддува двигателей.
Учебное пособие. – Омск. СибАДИ, 2006;
4.
МежерицкийА. Д. Турбокомпрессоры наддува судовых дизелей /
А. Д. Межерицкий; Л.: Судостроение, 1986;
5.
Снытко М.Х. Тепловой расчет турбокомпрессоров для наддува
судовых ДВС: Учебное пособие. – СПб.: ГМА им. адм. С.О. Макарова, 2005;
6.
Учебное пособие для студентов специальностей: «Эксплуатация
судовых энергетических установок» / АГТУ: Составители: С.В. Виноградов,
М.М. Горбачев, – Астрахань, 2015.
30
Приложение А. Общий вид турбокомпрессора ТК-48