Системы и агрегаты наддува

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Государственное образовательное учреждение высшего
профессионального образования
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ
УНИВЕРСИТЕТ «МАМИ»
Кафедра ТГТД МГТУ «МАМИ»
Б.Н. Давыдков
В.Н. Каминский
Системы и агрегаты наддува
транспортных двигателей
Учебное пособие для студентов специальностей
140501.65 «Двигатели внутреннего сгорания»,
140503.65 «Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели»
и направлению 140500.62 «Энергетическое машиностроение»
Москва
2011
2 Б.Н. Давыдков
В.Н. Каминский
Системы и агрегаты наддува транспортных двигателей
Учебное пособие предназначено для студентов специальностей
140501.65 «Двигатели внутреннего сгорания»,140503.65 «Газотурбинные,
паротурбинные установки и двигатели» и направлению 140500.62 «Энергетическое машиностроение»
Целью данного учебного пособия является знакомство студентов
специальностей «Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели»
и «Двигатели внутреннего сгорания» и направления «Энергетическое машиностроение» с основами теории и практики систем и агрегатов наддува
и их конструктивными и технологическими особенностями.
© Московский
«МАМИ», 2011г.
государственный
технический
университет
3 Содержание
стр.
Введение
5
1 Цель наддува
6
2 Виды наддува
8
15
Преимущества и недостатки различных видов наддува
3 Схемы комбинированных двигателей
16
Идеальные циклы двигателей с наддувом
20
Двигатель с турбонаддувом
23
42
4 Согласование характеристик двигателя и компрессора
5 Частичные характеристики транспортных ДВС
43
6 Характеристики компрессоров
45
7 Определение расходной характеристики поршневого двигателя 46
Гидравлическая характеристика двигателя
47
8 Совместные характеристики двигателя и компрессора
48
Согласование режимов работы компрессора
49
и турбины турбокомпрессора
Средняя температура выпускных газов
53
58
9 Охлаждение наддувочного воздуха
Способы охлаждения наддувочного воздуха
61
Рекуперативные теплообменники
62
Возможные схемы систем охлаждения
62
63
Особенности расчета ОНВ
Конструкция ОНВ
65
Турбодетандерное охлаждение
65
67
Способ Миллера («внутреннее охлаждение»)
10 Регулирование наддува с целью улучшения характеристики
протекания крутящего момента двигателя
70
77
11 Особые схемы наддува
Система наддува «Компрекс»
78
12 Классификация и конструктивные схемы турбокомпрессоров
79
13 Некоторые особенности технологии изготовления деталей
80
турбокомпрессоров
14 Испытание турбокомпрессоров
81
85
15 Выбор параметров наддува транспортных двигателей
16 Газодинамический расчет турбокомпрессора
88
Схема центробежного компрессора
89
План скоростей потоков в компрессоре
90
95
Профилирование колеса компрессора
Схема радиально-осевой турбины
97
План скоростей потоков в турбине
98
98
Основные параметры турбины
4 17 Гидродинамический расчёт подшипников турбокомпрессора
Использованная литература
стр.
103
123
5 Введение
Одним из актуальных вопросов современного мирового и отечественного автомобильного и тракторного двигателестроения является вопрос
производства в России эффективных и надежных турбокомпрессоров, необходимых для выпуска двигателей, удовлетворяющих экологическим
требованиям Евро-3 и выше.
В 90-е годы сформировалась и полностью апробирована ведущими
мировыми производителями и разработчиками дизельных двигателей концепция о том, что система турбонаддува является неотъемлемым компонентом современного экологически чистого двигателя. При этом турбонаддув, в отличие от 70-80-х годов, перестал рассматриваться как средство
форсирования двигателей и практически 100% современных базовых моделей проектируются и разрабатываются только с наддувом. Экологические приоритеты при разработке в настоящее время дизелей являются определяющими, а требования по выполнению все время ужесточающихся
норм приводят к пересмотру уже утвердившихся подходов к разработке
двигателей, а также систем и агрегатов наддува. Изменения эти происходят во всем мире очень динамично и устоявшиеся в течение десятилетий
подходы рушатся на наших глазах при переходе от норм Евро-2 к Евро-3, а
перспективные требования по экологии на 10-15 лет вперед резко активизировали исследования по созданию и оптимизации систем и агрегатов
наддува.
6 1 Цель наддува
Величина работы, произведенной дизельным двигателем внутреннего сгорания (ДВС) определяется подведенным к нему количеством теплоты, в частности, количеством топлива. Для полного сжигания поступившего в ДВС топлива необходимо определенное количество кислорода, соответственно, воздуха. Это количество определяется рабочим объемом цилиндров ДВС, частотой вращения коленчатого вала и плотностью поступающего в цилиндры воздушного заряда. Работа двигателя в единицу времени - мощность
— подсчитывается как
где
- среднее эффективное давление:
-площадь поршня;
- средняя скорость поршня;
- тактность двигателя
Т.к
где S – ход поршня;
n – частота вращения коленчатого вала двигателя;
- рабочий объем цилиндра ДВС;
i – число цилиндров,
то можно записать:
- МПа;
- л;
n - мин-1
Таким образом, величиной мощности ДВС можно управлять выбором рабочего объема его цилиндров или их числом, т.е. размерами, массой
и стоимостью двигателя, частотой вращения, связанной с величиной средней скоростью поршня, которая ограничена силами инерции подвижных
частей кривошипно-шатунного механизма ДВС, вибрацией и шумом работы, износом деталей. Уменьшение тактности двигателя переходом от четырехтактного к двухтактному циклу сопряжено с рядом технических проблем и не всегда оправдан.
Остается величина среднего эффективного давления. Этот показатель связан со средним давлением обратимого термодинамического цикла
зависимостью:
Здесь
7 Возможности повышения относительного к.п.д. - и механического
к.п.д. - весьма ограничены. Величина же среднего давления термодинасо смешаным подводом теплоты, как известно из курмического цикла
са термодинамики, равна
Наиболее эффективным средством повышения
является величина
, практически давления заряда, поступающего в
давления начала сжатия
цилиндр. Параметры ε, λ, ρ не обладают заметными возможностями повышения .
подачей воздуха в цилиндры двигателя под избыточПовышение
ным давлением называется наддувом.
Итак: цель наддува ДВС — повышение его удельной (отнесенной к
единице рабочего объема цилиндров, массы, габаритов) мощности за счет
увеличения подачи топлива и соответственно требуемой для его сгорания
массы воздуха. Увеличение удельной мощности ДВС позволяет сохранить
его размеры и массу, стоимость, а также размеры и массу транспортного
средства, на котором установлен двигатель, увеличить грузоподъемность,
скорость.
Применение наддува позволяет устанавливать на легковых автомобилях вместо бензинового или газового ДВС с искровым зажиганием более
экономичный дизель. Компенсация снижения
из-за увеличения коэффициента избытка воздуха α осуществляется применением наддува.
Наддув ДВС с искровым зажиганием, как правило, с охлаждением
наддувочного воздуха, повышает удельную мощность ДВС и улучшает
динамические качества автомобиля.
В ряде стран автомобили с двигателями с наддувом и малым рабочим объемом цилиндров облагаются меньшими налогами.
Увеличение коэффициента избытка воздуха при наддуве дизелей
(особенно с охлаждением наддувочного воздуха) позволяет повысить эффективный к.п.д. (снизить удельный расход топлива) двигателя, а главное уменьшить вредные выбросы с отработавшими газами.
Газотурбинный наддув уменьшает шум выпуска.
8 2 Виды наддува
Со времени, когда очевидной стала необходимость применения наддува двигателей, появилось множество вариантов наддува. Основными видами наддува являются следующие:
Рис. 2.1
Системы наддува можно квалифицировать по:
1) способу подачи воздуха без нагнетателя за счет инерции столба
самого воздуха или газа;
2) конструкции нагнетателя;
3) виду привода нагнетателя;
4) типу связи между наддувочным агрегатом и двигателем.
Инерционный наддув (без нагнетателя, называемый еще «резонансным», «волновым», «акустическим») осуществляется за счет колебания
давления во впускном трубопроводе поршневого двигателя.
Волна понижения давления во впускном трубопроводе у входа в цилиндр во время такта впуска со скоростью звука перемещается до противоположного открытого конца трубопровода, отражается от него и в виде
волны давления движется опять же со скоростью звука ко впускному клапану. Выбирая длину трубопровода таким образом, чтобы волна давления
подходила к заключительному периоду впуска, можно обеспечить подачу
заряда в цилиндр под избыточным давлением, осуществляя тем самым
наддув двигателя (Рис. 2.2).
9 Рис. 2.2а Схема впускного тракта.
1 — корпус воздухоочистителя или специальный резонатор
Рис. 2.2б Протекание давления во впускном трубопроводе перед
входом в цилиндр по углу поворота коленчатого вала
- скорость поршня;
- время-сечение открытия впускного клапана;
- давление перед впускным клапаном.
Необходимую для этого длину трубопровода l можно расчитать по
времени τ прохождения волны от клапана к открытому концу трубопровода и обратно.
Здесь
- скорость звука в воздухе, м/сек.
Здесь - угол поворота кривошипа за время, ,°п.к.в.;
n — частота вращения кривошипа, мин-1.
10 Энергия для «разгона» столба воздуха во впускном трубопроводе берется за счет дополнительной работы поршня, т.е. за счет повышения насосных и механических потерь двигателя.
Инерционный наддув как самостоятельная система наддува применяется в двигателях легковых автомобилей. Длина впускного трубопровода может изменяться в зависимости от скоростного режима двигателя,
обеспечивая тем самым высокое наполнение цилиндров двигателя в широком диапазоне режимов.
В сочетании с газотурбинным наддувом инерционный наддув
применялся в дизелях грузовых автомобилей — система комбинированного наддува Шера (Рис. 2.3).
Рис. 2.3 Система комбинированного наддува,
предложенная Г. Шером
Уровень повышения давления наддува при инерционном наддуве
сравнительно невелик, поэтому такие системы обычно используются не
для повышения максимальной мощности двигателя, а для улучшения протекания характеристики крутящего момента.
Другой известный способ подачи воздуха в цилиндры двигателя под
повышенным давлением — это использование волн давления выпускных
газов в газодинамической машине «Компрекс» (наименование «Comprex»
происходит от английских слов compression – сжатие и expanding – расширение) (Рис. 2.4).
11 Рис. 2.4 Схема устройства системы наддува «Компрекс»
1 — выпускной трубопровод;
2 — впускной трубопровод;
ВНД — воздух низкого давления;
ВВД — воздух высокого давления;
ГВД — газ высокого давления;
ГНД — газ низкого давления;
Р
— ротор.
Принцип действия этой системы основан на том, что волна давления,
проходящая через канал трубопровода, отражается на свободном конце отрицательно, т.е. как волна разрежения, а на закрытом конце как волна давления, и, наоборот, всасывающая волна на открытом конце отражается как
волна давления, а на закрытом конце — как волна всасывающая.
Система «Компрекс» состоит из ротора с осевыми каналами — ячейками трапецеидального сечения, открытыми с торцов. Ротор, укрепленный
в подшипниках и окруженный кожухом, приводится во вращение через
ременную передачу от коленчатого вала двигателя. Мощность, необходимая для вращения ротора, невелика, т.к. она расходуется только на преодоление трения в подшипниках и вентиляционных потерь.
Воздушные и газовые каналы сходятся на торцевых сторонах корпуса. Осевые каналы — ячейки ротора — совпадают поочередно то с торцевыми стенками корпуса нагнетателя, то с впускными или выпускными
трубопроводами, ведущими либо к двигателю, либо к атмосфере через
воздухоочиститель или глушитель.
12 Привод агрегатов наддува может осуществляться:
1)
от коленчатого вала ДВС прямо или через отключаемое устройство («приводные нагнетатели»);
2)
от постороннего источника энергии, например, так называемый «е-привод» - от электродвигателя («электроподдерживаемый наддув»);
3)
от турбины, использующей энергию отработавших газов ДВС
(турбокомпрессоры).
В качестве приводных нагнетателей используют либо объемные нагнетатели (поршневые, роторно-шестеренчатые (типа «Рутс»), роторновинтовые, роторно-пластинчатые (шиберные)), либо лопаточные (как правило, центробежные).
В приводном нагнетателе типа «Рутс» (Рис. 2.5) два ротора особой
формы, оси которых связаны между собой, при помощи шестерен соединенные с ведущей шестеренкой нагнетателя, которая, в свою очередь, связана со шкивом, приводимым в движение коленчатым валом посредством
ременчатой передачи. Вращающиеся в противоположных направлениях
роторы буквально «всасывают» воздух через входное отверстие, проталкивая воздушные потоки в т. н. распределительный отсек.
Рис. 2.5 Приводной нагнетатель типа «Рутс»
Другой представитель механических нагнетателей – винтовой (нагнетатель Линхольма) по своей форме и структуре очень похож на нагнетатель Рутса (Рис. 2.6), но на поверку отличается от него кардинально.
13 Рис. 2.6 Приводной нагнетатель Линхольма
Формы роторов винтового нагнетателя более заострены, а сами они
напоминают саморезы или винты мясорубки. При вращении роторов воздух, попадающий внутрь нагнетателя, прогоняется через этот конвейер
спиралей и к выходу из корпуса уже находится в сжатом состоянии. Кроме
того, воздух сжимается уже внутри устройства, а это значит, что неоткуда
будет взяться тем силам противодействия, что выталкивают воздух назад в
натнетателе типа «Рутс».
Приводные центробежные нагнетатели (Рис. 2.7) выполнены в форме
улитки и обладают примерно теми же свойствами, что и турбины.
Рис. 2.7 Приводной центробежный нагнетатель
Воздух, попадая в корпус нагнетателя, подхватывается лопастями
рабочего колеса и, раскручиваясь, центробежными силами прижимается к
внешним стенкам корпуса. На этом этапе воздушный поток достигает ог-
14 ромной скорости, но пока его давление слишком мало. Затем при помощи
диффузора достигается обратный эффект: при выходе из нагнетателя скорость воздушного потока уменьшается, а давление, наоборот, возрастает,
за счет «поджимающего» сзади воздуха. Эффективность центробежных
нагнетателей пропорциональна оборотам двигателя. На низких оборотах
прирост мощности практически не ощущается (хотя он и больше, чем у
той же турбины), зато на средних и высоких мощность взмывает вверх.
Двигатели с газотурбинным наддувом часто называют «турбопоршневыми двигателями» или «комбинированными двигателями».
У турбокомпрессора (Рис. 2.8) колесо компрессора и колесо турбины
сидят на одном валу. Энергия потока отработавших газов, которая в обычных двигателях не используется, преобразовывается здесь в крутящий момент - выходящие из цилиндров двигателя отработавшие газы подаются на
колесо турбины, где их кинетическая энергия преобразуется в механическую энергию вращения (крутящий момент). Колесо компрессора засасывает свежий воздух через воздушный фильтр, сжимает его и подает в цилиндры двигателя. Количество топлива, которое можно смешать с воздухом, при этом можно увеличить, что позволяет двигателю развивать большую мощность. Существует также множество других конструкций турбокомпрессоров
Рис. 2.8 Турбокомпрессор
Преимущества и недостатки различных видов наддува
15 Наддув приводными объемными нагнетателями обеспечивает быстрое реагирование на изменение скоростного режима двигателя.
Недостатки способа — большие механические потери на малых нагрузках, сравнительно большие размеры и масса агрегатов наддува, наличие механической передачи, зачастую сложность размещения на двигателе. В значительной мере это относится и к центробежным приводным нагнетателям. Для наиболее рационального использования приводных объемных нагнетателей необходимо устройство, обеспечивающее отключение
их от двигателя при малых нагрузках, когда нет необходимости в наддуве.
Кроме того, механические нагнетатели снижают к.п.д. двигателя, т.к. на их
привод расходуется часть мощности силового агрегата.
К достоинствам объемного нагнетателя типа «Рутс» относятся высокая эффективность на малых и средних оборотах, долговечность конструкции и низкий щум. Однако, при достижении определенного давления воздух начинает просачиваться назад, снижая к.п.д. системы.
Винтовые нагнетатели типа «Лисхольм» эффективны практически во
всем диапазоне оборотов двигателя, компактны, бесшумны, но очень
сложны в изготовлении, следовательно, дороги.
Волновые обменники «Компрекс» хотя и обеспечивают быстрое реагирование на изменение режима ДВС, не способны развивать высокие давления наддува, громоздки, требуют механического привода.
Наиболее удачным оказался газотурбинный наддув в широком диапазоне размеров ДВС от мотоциклетных до судовых мощностью в десятки
тысяч киловатт. Преимущества этого вида наддува: более полное использование энергии топлива за счет расширения полезной площади термодинамического цикла, автоматическая подстройка (хотя и не всегда достаточная для транспортных двигателей) к изменению режима работы ДВС,
сравнительно малые размеры и масса, относительная свобода размещения
на двигателе. Недостатки турбонаддува - ухудшение приемистости двигателя — в значительной мере нивелируются применением специальных мер
регулирования давления наддува, уменьшением инерции вращающихся
частей турбокомпрессоров.
3 Схемы комбинированных двигателей
16 1)
Компрессор 2 и турбина 3 соединены с двигателем 1 отдельными механическими связями
2)
Турбина 3 и компрессор 2 соединены между собой и через передачу 4 — с двигателем 1. Передача 4 может быть как механической, так
и гидравлической. При гидравлической передаче можно плавно изменять
параметры и количество воздуха, подаваемого компрессором
3)
Избыточная работа турбины турбокомпрессора может быть
передана на вал ДВС через простую механическую передачу (5), что наиболее целесообразно для среднеоборотных дизелей с турбонаддувом.
При разгоне ДВС и малых нагрузках, когда энергия турбины мала,
компрессор получает мощность от вала ДВС. На больших нагрузках двигателя избыточная мощность турбины передается на вал ДВС.
4)
Комбинированный двигатель с газовой связью турбины 3 и
компрессора 2 с двигателем 1
17 5)
Комбинированный двигатель с параллельным сжатием заряда.
4 — приводной компрессор
6)
а) комбинированный двигатель с последовательным сжатием заряда
б) комбинированный двигатель с последовательным сжатием заряда.
18 При схеме а) работа приводного компрессора меньше, чем работа
компрессора 4 схемы б). КПД двигателя с такой схемой выше.
В комбинированном двигателе с последовательной схемой сжатия
заряда может быть получена любая степень наддува, улучшены пуск и работа на переходных режимах и малых нагрузках, удобно осуществление
охлаждения надувочного воздуха (ОНВ).
Привод компрессора 4 (в схеме б) может осуществляться от электромотора, независимым от ДВС, и включаться в период разгона двигателя
— так называемый «электроподдерживаемый наддув».
Возможны также схемы «электроподдерживаемого» газотурбинного
наддува с размещением электродвигателя на валу турбокомпрессора между колесами компрессора и турбины или вне их. В этом случае при избытке энергии отработавших газов ДВС электродвигатель работает в режиме
генератора и отдает энергию в электросеть транспортного средства.
Схема «электроподдерживаемого» газотурбинного наддува.
1 - ДВС;
2 - компрессор;
19 3 - турбина;
4 - электрический мотор-генератор.
6)
Схема двухступенчатого газотурбинного наддува
Такие схемы используются при больших степенях повышения наддува, когда получение высокого КПД центробежного компрессора в одной
ступени затруднительно. Кроме того, переключением потоков газа и нагнетаемого воздуха возможно в широком диапазоне регулировать расход
воздуха и давление наддува.
Избыточная энергия отработавших газов ДВС (при высоких нагрузках) может быть передана на вал ДВС или на привод его агрегатов (например, «турбовентилятор» системы охлаждения ДВС).
7) Комбинированный двигатель с силовой турбиной («турбокомпаундный двигатель»).
Здесь: 5 — редуктор с отключаемой муфтой (гидромуфта или муфта
свободного хода), разобщающей силовую турбину с валом ДВС при малых
нагрузках, когда энергия отработавших газов ДВС недостаточна для получения «полезной» мощности силовой турбины.
Схема подачи отработавших газов из ДВС сначала в силовую турбину, а затем в турбину турбокомпрессора, менее благоприятна, т.к. при
20 уменьшении нагрузки ДВС и снижении теплосодержания газа прежде всего снижается работа второй ступени турбины, и это скажется на снижении
мощности компрессора, уменьшении подачи воздуха, ухудшении приемистости ДВС.
Идеальные циклы двигателей с наддувом
В основе работы двигателей лежат физико-химические процессы
преобразования тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топлива, в
механическую работу. Сложность процессов, протекающих в цилиндрах
реального двигателя, их зависимость от большого числа конструктивных и
эксплуатационных факторов в известной степени затрудняют решение
практических задач, связанных с их анализом и расчетом. Поэтому при
изучении теоретических основ двигателей рассматривают упрощенные
схемы рабочих процессов, объединяемых в циклы. В качестве такой упрощенной схемы, позволяющей наиболее просто оценить совершенство тепловых процессов и получить отчетливое представление о возможных способах улучшения использования теплоты, получаемой от сжигания в двигателях топлива, принимается идеальный (термодинамический) цикл. Идеальный цикл представляет собой термодинамический круговой процесс
преобразования теплоты в механическую работу. В отличие от действительных рабочих циклов, протекающих в реальных машинах, условно
принимается, что в идеальных циклах отсутствуют какие-либо потери
энергии, кроме отдачи теплоты холодному источнику. Эта потеря, согласно второму закону термодинамики, является неизбежной, без нее было бы
невозможным осуществить преобразование тепловой энергии в механическую работу.
Двигатели с приводом нагнетателя от вала ДВС или от постороннего источника (двигатели с «механическим наддувом»)
Представим термодинамический цикл двигателя со смешанным подводом теплоты и наддувом от приводного нагнетателя в координатах P-V
(давление-объем) и T-S (температура-энтропия).
21 Термодинамический к.п.д. установки (
гнетателя (компрессора):
), состоящей из ДВС и на-
(1)
Здесь:
- теоретическая работа компрессора;
- теоретическая работа поршневого двигателя;
- относительная работа компрессора.
Таким образом, к.п.д. установки с приводным нагнетателем меньше
к.п.д. поршневого двигателя.
Величину этого уменьшения к.п.д. можно подсчитать, используя основные зависимости идеального термодинамического цикла теплового
двигателя.
Работа двигателя:
или
- степень сжатия в компрессоре.
Здесь
Работа компрессора:
к.п.д. двигателя
Подставим значения
компрессора:
Но
и
и
в уравнение относительной работы
- общая степень сжатия
22 или
Подставив значение
в уравнение (1), получим
Из уравнения (2) следует, что чем больше
или
, тем на
большую величину уменьшится к.п.д. установки.
Все выше отмеченное полностью относится и к среднему давлению цикла установки:
или
где
После подстановки в уравнение (4) получим
Итак, к.п.д. термодинамического цикла ДВС с механическим
наддувом (с приводным нагнетателем) ниже, чем ДВС без наддува, ниже и
установки.
В реальном двигателе некоторое уменьшение термодинамического к.п.д. компенсируется возрастанием механического к.п.д. установки
(
) при наддуве, т.к. абсолютная величина мощности механических потерь
с переводом двигателя на работу с наддувом возрастает значительно меньше, чем индикаторная мощность.
или
23 Двигатель с турбонаддувом
Циклы с продолженным расширением и переменным давлением
газов перед турбиной
Работа идеального цикла двигателя с турбонаддувом (установки):
- работа теоретического цикла двигателя;
- работа теоретического цикла импульсной турбины;
- работа теоретического цикла турбины постоянного давления;
- работа теоретического цикла компрессора;
- степень понижения давления (
)
(расширение газов в турПри выпуске газов по изобаре
бине до давления окружающей среды ).
В общем виде к.п.д. двигателя с продолженным расширением
):
(
Для установки (дизель с газотурбинным наддувом и продол):
женным расширением
24 где
- общая степень сжатия
Среднее давление теоретического цикла установки:
Цикл с продолженным расширением и постоянным давлением газов перед турбиной
К.п.д. термодинамического цикла:
к.п.д. установки при этом равен термическому к.п.д. идеального цикла двигателя без наддува , имеющему степень сжатия ε, численно равв установке.
ную общей степени сжатия
То же касается работы
и среднего давления , которые будут теми
же, что и у двигателя с таким же подводом теплоты, но при условии
.
где
Вышеизложенное относится к газотурбинному наддуву, когда между
коленчатым валом двигателя и валом турбокомпрессора имеется кроме газовой еще и механическая связь. Если такая связь отсутствует, и имеется
лишь газовая связь, термодинамический к.п.д. установки
будет опре-
25 деляться работой цикла только поршневого двигателя при соответствую(см. Использованная литеращей степени сжатия ε и давлении наддува
тура, [7]).
Реальный цикл двигателей со свободным газотурбинным
наддувом
При свободном газотурбинном наддуве мощность турбины равна
мощности компрессора:
Схема совмещенных индикаторных диаграмм четырехтактного
двигателя и турбокомпрессора.
Здесь:
площадь okdi
- работа компрессора;
отработавших газов (распоплощадь b´ra´
- энергия
лагаемая работа адиабатического расширения газа);
площадь r´fin
- работа турбины турбоком- энергия
прессора.
Энергия
для получения механической работы используется не
полностью, часть ее переходит в теплоту и идет на нагрев газа от параметров точки r к параметрам точки r´, а часть теряется через стенки системы
выпуска.
26 Системы наддува, при которых значительная часть (в идеале вся)
энергии
превращается в работу турбины, называют импульсными системами наддува. При этом в значительной мере используется кинетическая
энергия газов, выходящих из выпускных органов поршневого двигателя.
В системах наддува с турбиной постоянного давления кинетическая
энергия газа
переходит в тепловую энергию газа, поступающего в турбину, а частично теряется через стенки системы выпуска.
Сопоставим термодинамические циклы этих двух систем.
Пусть количество теплоты, подведенной в обоих циклах (цикл
ocz´zfo – соответствует циклу системы с переменным давлением перед
турбиной ТК; цикл ocz´zrr´f´o – соответствует циклу системы с постоянодинаково. На диаграмме Tным давлением перед турбиной)
S эта теплота изображается площадью ncz´zmn. Количество теплоты
,
отводимое от первого цикла, равно площади nof´mn, от второго цикла –
, изображенного площадью mff’m’
площади nof’m’n – на величину
большей, чем в первом цикле. Тогда к.п.д. этих циклов можно представить
как:
т.е. термодинамический к.п.д. комбинированного двигателя с турбиной переменного давления – «импульсной турбиной», выше, чем к.п.д.
комбинированного двигателя с турбиной постоянного давления.
Однако при практическом осуществлении этих циклов следует учитывать, что в первом случае турбина в течение цикла работает с к.п.д., изменяющимся от нуля до максимального значения из-за резкого изменения
энтальпии рабочего тела.
Условия работы турбины комбинированного двигателя – в сочетании
с машиной периодического действия – неблагоприятны. Нестационарный
27 поток, резкие изменения давления и температуры газов служат причиной
потери работоспособности газов при перетекании их в турбину.
В системах наддува с турбинами постоянного давления амплитуда
давлений и температуры газов невелики и определяются конструкцией выпускной системы ДВС. Это один трубопровод на все цилиндры (или один
ряд цилиндров) большого поперечного сечения.
Схема выпускной системы наддува с турбиной
постоянного давления
Протекание давления и температуры газов за выпускным клапаном
(
) (до входа в коллектор) и на входе в турбину (
)
Турбина, работающая с постоянными параметрами газа, имеет более
высокий к.п.д., чем при работе с переменными параметрами. Однако, при
входе отработавших газов (ОГ) в коллектор теряется значительная часть
работоспособности газа. Переход кинетической энергии потока газа в потенциальную энергию газа в коллекторе связан с потерями на дросселирование в выпускном канале (или окнах), потерями на внезапное расширение
потока, вытекающего в коллектор, на диссипацию энергии волны давления
при расширении в коллекторе, при наложении волн давления и разрежения
и при смешении потоков газа в коллекторе.
28 В системе наддува с импульсной турбиной используется часть кинетической энергии газа, вытекающего из цилиндра.
В идеальном случае расширение газа происходит в турбине (в сопловом аппарате и в колесе) от параметров точки «b» до точки «f» с постоянной изменяющимся перепадом давлений. В реальном случае, т.к. между
цилиндром и турбиной имеется отрезок трубопровода определенного объема, расширение идет не от точки «b», а от точки « ». Часть кинетической
энергии при этом теряется также из-за гидродинамических потерь в выпускном клапане, потерь в соединении отдельных трубопроводов.
При импульсном наддуве выигрыш в большей работоспособности
газа по сравнению с наддувом с турбиной, работающей при постоянном
давлении, частично гасится снижением к.п.д. турбины, работающей при
переменных параметрах.
Амплитуды РТ и ТТ с подсоединением к ней выпуска
из трех цилиндров ДВС
Систему импульсного наддува проектируют таким образом, чтобы
свести к минимуму потерю энергии волны давления. В таком трубопрово-
29 де предотвращается наложение волн давления и разрежения, а также смешение газовых потоков, вытекающих из отдельных цилиндров.
Выпускные трубопроводы выполняют относительно малого сечения,
примерно равного площади полностью открытого выпускного клапана
(клапанов)(или окон), с минимальной, по условию компоновки, длиной.
Объединяют выпускные патрубки в один трубопровод таким образом, чтобы не допустить одновременного выпуска из двух или более цилиндров. Предельно допустимое число патрубков (и цилиндров) для одного трубопровода:
Здесь: – угол опережения открытия выпускного клапана.
- угол запаздывания закрытия выпускного клапана.
Для двухтактного ДВС:
- продолжительность открытия выпускных органов (окон или клапанов), град. п.к.в.
Наиболее распространенные схемы выпускных систем двигателей с
импульсной системой наддува:
Порядок работы цилиндров:
или
1-3-4-2
1-2-4-3
Порядок работы цилиндров:
или
1-2-4-5-3
1-3-5-4-2
30 Порядок работы цилиндров:
или
1-5-3-6-2-4
1-4-2-6-3-5
Порядок работы цилиндров:
или
1-2-4-6-5-3
1-3-5-6-4-2
Порядок работы цилиндров:
1-8-2-6-4-5-3-7
Для избежания наложения волн давления в улитке импульсной турбины с двумя или более входами ее разделяют перегородками.
Выпускная система четырехцилиндрового рядного ДВС с импульсной турбиной:
31 Изменение давления газов во входном сечении в патрубке импульсной турбины, питаемой от двух цилиндров четырехтактного ДВС.
Вследствие циклического изменения давления на входе в турбину в
течение одного цикла меняется режим течения. Работа турбины в произ,
вольный момент времени зависит от располагаемого теплоперепада
к.п.д. турбины и расхода газа в ней
за бесконечно малый интервал времени:
Характеристика радиальной турбины.
u- окружная скорость на колесе;
Условная адиабатная скорость:
Окружная скорость на колесе в течение одного оборота меняется
меняется очень сильно,
весьма незначительно (не более 3%), тогда как
вызывая изменения .
На нерасчетном режиме работы турбины происходит отрыв потоков
и удар потока о лопатки, возникновение вихревой зоны. Импульсная турбина значительную часть времени работает на нерасчетных режимах, что
снижает ее к.п.д.
На схеме представлено изменение относительной окружной скорости
импульсный турбины с подводом газа из трех ции эффективный к.п.д.
линдров.
32 Подвод газа из трех цилиндров обеспечивает более высокий к.п.д.,
чем подвод из двух, а тем более из одного цилиндра.
Преимущества импульсного наддува перед наддувом с турбиной постоянного давления более заметны при низком давлении наддува и при
низкой частоте вращения коленчатого вала ДВС. Для автотракторных двигателей – это режим максимального крутящего момента.
Ориентировочно эту зависимость можно представить в виде приведенного графика.
При высоком наддуве и высокой частоте вращения вала ДВС большие потери на выталкивание отработавших газов из цилиндров под большим противодавлением
ухудшают механический к.п.д. двигателя и эффективность наддува.
Эффективность работы импульсной турбины оценивают средним за
цикл (средневзвешенным) к.п.д., равным отношению полезной работы за
цикл к работе турбины при обратимом процессе расширения:
Где τ – время полного цикла изменения давления.
Средний к.п.д. импульсной турбины меньше к.п.д. турбины постоянного давления, работающей при мало изменяющихся параметрах газа на
33 входе. Однако работа (и мощность) импульсной турбины может быть как
меньше, так и больше (при одинаковых условиях) работы турбины постоянного давления, т.к. потери работоспособности газа при перетекании его
из цилиндра в турбину в импульсной системе меньше, а располагаемой
(суммарной за цикл) теплоперепад больше.
Расчет осредненной работы и мощности турбины при импульсной
системе наддува ведут интегрированием кривых изменения давления и
температур газа в течение цикла.
Кривые изменения параметров выпускных газов
судового дизеля с ГТН
1 - кривая давления;
2 - кривая температуры;
3 - давление наддувочного воздуха
По данным ЦНИДИ:
- работа импульсной турбины.
– мощность импульсной турбины.
Работа турбины подсчитывается по формуле
где
(
, п.к.в.)
и можно находить по упрощенной методике
34 - расчетный напор турбины
– действительный напор турбины
– поправочный коэффициент
- расчетный расход газов через турбину
– средний расход газов
– поправочный коэффициент
Зависимость коэффициентов
и
от избыточного давления наддля 4-тактных ДВС при выпуске газа из трех (
,
дува
) и двух
,
) цилиндров в один трубопровод с
турбиной: а – осевой; б – радиально-осевой.
35 Зависимость поправочного коэффициента (а) импульсной турбины
- без учета перетекания газа; С
от отношения
учетом перетекания при выпуске газа:
- из трех и
- из двух цилиндров в один трубопровод;
б) отношение
в зависимости от Рк.
В импульсной турбине с двумя или более входными патрубками, с
улиткой, разделенной на секторы, дополнительные потери возникают в
связи с парциальностью работы турбины. При этом перетекание газа через
зазоры из сектора с большим давлением в сектор с меньшим давлением
снижает к.п.д. турбины, причем тем больше, чем больше степень парциальности турбины.
Степень парциальности – отношение площади поперечного сечения
(длины дуги) направляющего соплового аппарата, включенного в работу,
по всей его площади.
Степень парциальности турбины с двумя одинаковыми секторами
может быть равна 0,5 или 1; с тремя - , или 1.
Характеристика турбины при различной степени парциальности
подвода газа:
36 В реальных системах наддува осуществление расширения газов в
турбине от давления в точке «в» до давления (давление за турбиной) невозможно из-за гидродинамических потерь в выпускном клапане, конечного объема и длины трубопровода между клапаном и входом в турбину, потерь в соединении отдельных трубопроводов.
Для уменьшения потерь энергии при расширении газов в коллекторе
при турбине постоянного давления используют импульсную систему с
преобразователями импульсов.
Схема импульсной выпускной системы:
Порядок работы: 1-2-4-3
или
1-3-4-2
Схема выпускной системы с преобразованием импульсов:
37 1- сопла;
2- смесительная камера;
3- диффузор;
4- ресивер;
5- турбина.
В смесительной камере преобразователя импульсов происходит турбулентное смешение двух потоков газа, вытекающих из сопел на концах
двух трубопроводов. В результате обмена энергией полное давление низкоскоростного потока повышается за счет энергии второго, высокоскоростного потока, причем амплитуды колебаний скоростей и давления потоков смесительной камере уменьшаются. Восстановление давления в диффузоре за смесительной камерой так же способствует уменьшению амплитуды волны давления. В таком же направлении действует и ресивер (объемом до 2,5 объемов одного цилиндра ДВС), установленный между диффузором и турбиной.
В импульсной системе с преобразователем импульсов турбина работает в лучших условиях, чем в системе без преобразователя: уменьшаются
амплитуды колебания давления и скорости; из преобразователя газы поступают в турбину с неразделенной улиткой, и потери из-за парциальности
подвода газа не возникают.
Все эти факторы повышают к.п.д. турбины, несмотря на дополнительные потери в преобразователе, связанные с необратимым процессом
смешения потоков газа.
Возможны конструкции укороченных преобразователей импульсов
без ресивера и диффузора, и, наконец, без ресивера, диффузора и смесительной камеры.
Под воздействием высокоскоростного потока возникает эжекторный
эффект в смежном трубопроводе, причем каждый из двух трубопроводов в
течение цикла становится попеременно то эжектирующим, то эжектируемым.
38 Примером такой схемы может служить система наддува дизеля семейства ЯМЗ-8423:
Варианты системы выпуска с преобразователями импульсов представлены на приведенном рисунке:
а)
б)
в)
39 г)
д)
Преобразователи импульсов:
а)-в)- в выпускном коллекторе;
г)-д)- в турбокомпрессоре;
На современных автотракторных двигателях, работающих в диапаи давлении наддува 1,4-2,2 бар,
зоне частоты вращения 1200-2200
наиболее часто используется вариант преобразователя импульсов «д», в
виде сдвоенной улитки соплового аппарата.
Таким образом, применение системы наддува с преобразователями
импульсов позволяет в значительной мере использовать кинетическую
энергию потока отработавших газов, и в тоже время сгладить колебания
давлений перед турбиной и повысить ее к.п.д.
Считается, что импульсные системы наддува целесообразно применять при давлениях наддува до 1,7-1,9 бар и при сравнительно низкой час)
тоте вращения вала двигателя (меньше 1800
Для получения благоприятной характеристики протекания крутящего момента по частоте вращения транспортного двигателя используют импульсную систему наддува, выигрывая в показателях при низких n и проигрывая при высоких.
40 система постоянного давления
импульсная система
Для транспортных ДВС, работающих значительную часть времени
на частичных скоростных режимах, система импульсного наддува может
оказаться предпочтительней.
В высокооборотных ДВС (двигатели легковых автомобилей), а также
форсированных по давлению наддува стационарных и судовых дизелях
(
более 1,8-1,9 бар) в настоящее время применяют систему наддува с
постоянным давлением.
4 Согласование характеристик двигателя и компрессора
41 Кривые мощности
и крутящего момента
различного назначения.
для двигателей
1- судовой ДВС
2-стационарный ДВС
3-транспортный ДВС
4-«двигатель постоянной мощности» (идеальный)
Кривые получены при полной подаче топлива (полный ход рейки топливного насоса или полное открытие дросселя). Такая характеристика называется «внешней».
5 Частичные характеристики транспортных ДВС
42 Скоростные характеристики бензиновых (газовых) ДВС – количест) положением дроссельной заслонки (или
венное регулирование (
изменением хода впускного клапана) (изменение количества смеси).
- мощность полной подачи;
- частные характеристики мощности;
M – крутящий момент;
- момент сопротивления.
Скоростная характеристика дизеля со всережимным регулятором –
качественное регулирование. Регулирование осуществляется центробежным регулятором. Управление n производится изменением затяжки пружины центробежного регулятора – педалью акселератора («газа») или сектором «газа».
43 Скоростная характеристика дизеля с двухрежимным регулятором.
Подача топлива топливным насосом и, соответственно
, устанавливаются положением рейки топливного насоса педалью акселератора
(предотвращение
(«газа»). Центробежный регулятор ограничивает
(предотвращение заглохания двигателя на
«разноса двигателя») и
холостом ходу).
Регуляторная характеристика тракторных или стационарных
дизелей.
Рассмотрение вопросов согласования совместной работы ДВС и
компрессора удобнее, перестроив регуляторную характеристику тракторного ДВС в скоростную с регулятором.
44 6 Характеристики компрессоров
Объемный компрессор (винтовой)
Центробежный компрессор
πк – степень повышения давления в компрессоре.
Построение поля линий одинакового к.п.д. по результатам испытаний компрессоров (центробежных).
Аналогично строят поля к.п.д. на характеристиках других типов
компрессоров.
Иногда вместо n компрессора наносят на графики значение окружной скорости лопаток компрессора (U).
45 7 Определение расходной характеристики поршневого двигателя
По
результатам
стендовых
подсчитывают
испытаний
ДВС
с
замером
и т.д. и строят гидравли-
ческие характеристики
или
Где
– по параметрам воздуха на входе в компрессор.
46 πТ – степень понижения давления в турбине.
Гидравлическая характеристика двигателя
1-винтовая характеристика;
2-внешняя (транспортного двигателя);
3-двигателя «постоянной мощности».
47 8 Совместные характеристики двигателя и компрессора
Совместная характеристика объемного приводного компрессора и
дизеля со всережимным регулятором.
Совместная характеристика центробежного компрессора и дизеля со
всережимным регулятором.
48 Совместная характеристика центробежного компрессора и дизеля с
двухрежимным регулятором.
Совместная характеристика центробежного компрессора и дизеля
«постоянной мощности» (со всережимным регулятором).
Совмещение режимов работы компрессора и двигателя должно
обеспечить большую часть времени работы двигателя в области в зоне повышенных к.п.д. компрессора.
Согласование режимов работы компрессора и турбины
турбокомпрессора
При наддуве ДВС свободным турбокомпрессором (только с газовой
связью между турбокомпрессором и ДВС) мощность турбины равна мощности компрессора.
49 - адиабатический к.п.д. компрессора.
Расход воздуха
определяется по потребности ДВС.
- к.п.д. турбины. В механический к.п.д. турбины включен и механический к.п.д. компрессора.
Для ДВС с продувкой цилиндра при перекрытии клапанов
φ- коэффициент продувки.
В современных автотракторных ДВС продувка цилиндров отсутстнад
, что в относительно маловует. Продувка требует превышение
размерных ДВС с к.п.д. турбокомпрессора не более 50% отсутствует. Крои энергию турбины ТК.
ме того, продувка снижает температуру газа
Обычно продувка применяется на больших судовых и стационарных дизелях.
Приравнивая
получаем:
В общем случае следует принимать температуры воздуха на входе в
компрессор
с учетом кинетической энергии воздуха и вместо
писать
(температуру торможения).
Решая уравнение (3) относительно степени понижения давления в
турбине , получим:
Здесь:
- к.п.д. турбокомпрессора.
- механический к.п.д. турбокомпрессора на рассматриваемом режиме.
50 - соответственно расход газа и механический к.п.д. на расчетном
режиме.
, причем большие значения соответствуют турбокомпрессорам больших размеров.
– давление после компрессора;
- давление перед компрессором;
- давление перед турбиной;
- давление за турбиной (
)
из-за сопротивления глушителя, нейтрализатора и т.п.;
из-за сопротивления воздухоочистителя.
турбоИспользуя балансное уравнение (3) можно определить
компрессора, установленного на двигателе, по результатам испытания
.
ДВС с замером
Решаем уравнение (3) относительно
Подсчет к.п.д. производят по результатам испытания ДВС по формуле:
К.п.д. турбины подсчитывают как:
Ориентировочно при
Частота вращения колеса центробежного компрессора ТКР
где
– напорный адиабатный к.п.д. компрессора:
51 Для центробежных компрессоров
85-110
140-180
230-300
340-380
500-650
:
компрессор с диффузором
безлопаточным
лопаточным
0,58-0,63
0,65-0,68
0,63-0,65
0,66-0,66
0,63-0,65
0,68-0,70
0,64-0,66
0,68-0,71
0,65-0,68
0,7 -0,73
В некоторых пособиях (справочник ЦНИДИ – Байков, Бордуков и
принимается равным
др., справочник НАТИ – «Тракторные дизели»)
и называется «коэффициент напора компрессора». Он в
два раза больше приведенного в таблице напорного адиабатического к.п.д.
компрессора. (Тогда формула:
Частота вращения ротора турбины
).
- отношение оптимальной окружной скорости колеса радиальной
(центростремительной) турбины (ТКР) к условной скорости газа, соответв турбине.
ствующей полному теплоперепаду
Для реактивной осевой одноступенчатой турбины
, для центростремительной (ТКР)
Из условия
получаем:
52 Но
тогда:
При
Если показатели компрессора и турбины или параметры газа не позволяют обеспечить необходимые степень повышения давления наддува и
расход воздуха, можно использовать механическую связь вала ДВС и турнад
избыточная мощность будет
бокомпрессора. При превышении
передаваться на вал ДВС.
Средняя температура выпускных газов
Энтальпию заторможенного потока газа во входном сечении турбины, необходимую для определения его располагаемой работы и действительной работы турбины постоянного давления, выражают для идеальных
газов через среднюю температуру потока газа. Формулу для расчета средней температуры газа получают, используя уравнение первого закона термодинамики для открытой системы в интегральной форме.
- теплота, вносимая в поршневой двигатель с топливом;
- энергия воздуха, поступающего из компрессора ТК;
– полезная работа ДВС;
- энергия отработавших газов поршневой части ДВС;
– теплота, отдаваемая в окружающую среду;
Уравнение баланса энергии:
53 Здесь
- теплоемкость воздуха.
- температура воздуха после охладителя надувочного воздуха (ОНВ).
- индикаторная работа газов в цилиндре ДВС;
- работа трения;
- работа привода вспомогательных агрегатов;
- работа газообмена (насосных ходов)
– теплота, отдаваемая в систему охлаждения ДВС и радиационные потери;
- теплоемкость выпускных газов;
Тогда уравнение баланса энергии примет вид:
Т.к.
(
– низшая теплотворная способность топлива)
(
- относительная доля теплоты, уходящая в систему охлаждения, и радиационные потери),
(
- среднее давление потерь на газообмен и среднее индикаторное давление),
то:
Решив уравнение относительно
, сократив его на
, получим:
54 Средняя температура выпускных газов (вариант)
Полученное значение
можно подставлять в формулу для подсчета
.
выбираются по статистическим данным от величины коЗначения
(средней скорости поршня). Для диэффициента избытка воздуха
можно принять эмзелей наземного транспорта в интервале
пирическую зависимость
55 - теплота, идущая на охлаждение надувочного воздуха;
- потери на радиацию и другие неучтенные в
балансе теплоты потери.
- средняя скорость поршня ДВС, .
- давление газа за выпускным клапаном;
- давление воздуха перед впускным клапаном;
- среднее давление потерь впуска;
- среднее давление потерь выпуска;
Среднее индикаторное давление.
- среднее эффективное давление;
- среднее давление механических потерь;
для четырехтактных дизелей с неразСреднее давление трения
деленными камерами сгорания можно выразить ориентировочной зависимостью
- кВт;
- рабочий объем цилиндров ДВС, л.;
56 Эффективный к.п.д. двигателя
- механический к.п.д. ДВС.
Температуру (среднюю) выпускных газов можно рассчитать и пользуясь балансом теплоты ДВС:
– доля теплоты, превращенная в эффективную работу;
- доля теплоты, ушедшей из ДВС с выпускными газами;
В
можно включить и
где
В расчетах на ЭВМ можно при переборе различных значений
, а значением
задаваться, т.к. его разброс
подставлять его в формулу
меньше разброса .
57 9 Охлаждение наддувочного воздуха
Охлаждение наддувочного воздуха было предложено еще Р. Дизелем
как средство увеличения мощности.
Цикл комбинированного ДВС с охлаждением надувочного воздуха
(ОНВ) (далее по тексту буквами ОНВ будем обозначать также сам охладитель наддувачного вохдуха) можно представить в следующем виде:
Понижение температуры заряда к началу сжатия в цилиндре ДВС
позволяет подвести дополнительное количество теплоты при неизменных
ограничительных значений давления и температуры цикла, увеличить
площадь диаграммы и работу цикла. Термодинамический к.п.д. такого
. Это можно
цикла будет ниже из-за дополнительного отвода теплоты
показать, рассмотрев два идеализированных цикла с охлаждением надувочного воздуха (так называемым «промежуточным охлаждением») и без
него при одинаковом количестве подведенной теплоты.
- средние температуры подвода и отвода теплоты в цикле с ОНВ;
58 - средние температуры подвода и отвода теплоты в цикле без ОНВ;
Поскольку
В реальных же условиях понижение температуры воздуха на входе в
цилиндр поршневого двигателя позволяет увеличить плотность воздуха,
повысить коэффициент избытка воздуха α, увеличив тем самым индика(для дизеля). Повышение площади диаграммы и работы
торный к.п.д.
цикла увеличивает механический к.п.д. двигателя, что также сказывается
на росте его эффективного к.п.д. Поскольку все температуры цикла пропорциональны температуре начала сжатия, то снижение этой температуры
за счет охлаждения надувочного воздуха, позволяет снизить температуры
деталей двигателя, температуру отработавших газов и тепловую нагрузку
на турбину турбокомпрессора; хотя работа турбины при этом несколько
уменьшается.
Исследования температурного сгорания деталей двигателя показали следующее:
Снижение температуры камеры сгорания ДВС:
- температура с наддувом;
– температура без наддува;
– межклапанная перемычка головки цилиндров;
- стенка камеры сгорания в поршне (кромка);
- поршень над верхним поршневым кольцом;
- верхняя часть гильзы.
Снижение температуры цикла обеспечивает уменьшение образования окиси азота – основного токсичного компонента вредных выбросов
двигателя.
Снижение температуры заряда позволяет в ДВС с искровым зажиганием предотвратить детонацию, не снижая при этом степень сжатия.
Без охлаждения надувочного воздуха допустимое значение степени
сжатия можно оценить по формуле:
- ДВС с наддувом;
- ДВС без наддува;
- давление наддува, МПа.
Использование ОНВ меняет тепловой баланс двигателя, уменьшая
. Однако сумма долей
долю теплоты, отводимой в систему охлаждения
теплоты (доля теплоты топлива, отводимая в ОНВ) остается практически
неизменной.
59 При применении ОНВ коэффициент наполнения двигателя (отношение фактически вошедшего в цилиндр заряда к количеству, которое могло
бы войти в цилиндр при параметрах заряда в нем, равным параметрам перед впускным клапаном) несколько снижается (на 3-4%). Причину этого
явления можно объяснить увеличением подогрева от деталей двигателя
при входе охлажденного в ОНВ заряда в цилиндр.
Из условия получения одинаковой плотности заряда, поступающего
в цилиндр ДВС, с ОНВ и без:
- давление наддува, коэффициент наполнения, температура воздуха – система наддува без ОНВ;
- те же параметры при наличии ОНВ.
- давление воздуха, поступающего в цилиндр после ОНВ;
– потери давления в ОНВ.
Тогда давление, создаваемое нагнетателем
Это давление должен обеспечивать компрессор турбокомпрессора,
или обеспечить при
чтобы получить на входе в цилиндр ДВС давление
температуре
плотность воздуха , требуемую для получения расхода
, соответствующего выбранному коэффициенту избытка воздувоздуха
и удельного расхода топлива
ха α (при заданных значениях мощности
):
( - теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1
кг топлива).
снижается требуемое
Итак, с понижением температуры воздуха
давление наддува, соответственно необходимая работа турбины, противодавление на выпуске газов из цилиндра. При приводном нагнетателе
уменьшаются затраты мощности на привод компрессора. Правда, при снижении температуры
вследствие некоторого увеличения подогрева заряда на входе в цилиндр снижается коэффициент наполнения
, однако это
.
снижение меньше, чем увеличение плотности заряда с понижением
Относительное увеличение плотности воздуха за счет промежуточного охлаждения:
60 В работе Н.С. Ханина и др. (см. Использованная литература, [9]) рекомендуется эмпирическая формула:
– опытный коэффициент.
Методика определения необходимого давления наддува будет изложена в специальном разделе.
Температура воздуха на выходе из компрессора определяется по
формуле
т.е. зависит от степени повышения давления наддува
ческого к.п.д. компрессора .
и адиабати-
Способы охлаждения наддувочного воздуха
1. Охлаждение заряда впрыскиванием легко испаряющейся жидкости в заряд, поступающий в компрессор или непосредственно в компрессор (испарительное охлаждение). При этом чем выше теплота испарения
жидкости, тем больше охладится заряд.
Снижение температуры ( ) смеси (α=1) при полном испарении топлива
Бензин
Топливо:
Метанол
Этанол
Вода
Аи-93
123,1
80,4
18,6
-
2,43
2,39
1,97
4,19
1100
920
308
2250
6,5
9,0
14,5
-
В настоящее время этот способ применяется весьма редко.
2. Наиболее распространено охлаждение воздуха в рекуперативном
теплообменнике – воздухо-воздушном или водо-воздушном.
3. Изменение внутренней энергии сжатого воздуха в расширительных турбинах (турбодетандерное охлаждение) или в цилиндрах двигателя
(способ Миллера-«внутреннее охлаждение»).
61 4. В проектном варианте охлаждение воздуха в специальной холодильной установке, компрессор который приводится от вала наддуваемого
ДВС.
Рекуперативные теплообменники
В системе с водо-воздушным теплообменником вода (или другая охлаждающая жидкость) охлаждается в специальном водо-воздушном теплообменнике. Воздух в этот теплообменник подается вентилятором системы
охлаждения, либо специальным вентилятором. Часто в качестве жидкости,
охлаждающей наддувочный воздух, используется жидкость системы охлаждения двигателя. Иногда водо-воздушный ОНВ встраивается непосредственно во впускной коллектор двигателя.
В воздухо-воздушных ОНВ наддувочный воздух охлаждается окружающим воздухом, подаваемым вентилятором системы охлаждения ДВС,
либо специальным вентилятором или просто скоростным потоком воздуха.
Преимущества водо-воздушных ОНВ:
Компактность, поддержание нижней температуры заряда на достаточно высоком уровне, что важно в холодных условиях эксплуатации. При
отдельной системе охлаждения жидкости возможно получение низких
температур заряда.
Недостатки:
Усложнение конструкции, наличие двух сред, возможность попадания воды в систему воздухоснабжения и в цилиндры ДВС - гидравлический удар при пуске ДВС, в лучшем случае коррозия деталей, возможность
«размораживания» ОНВ, необходимость дополнительного водяного насоса, если только ОНВ не охлаждается водой системы охлаждения двигателя.
Преимущества и недостатки воздухо-воздушных ОНВ:
Возможность получения сравнительно низких температур наддувочного воздуха (на 10-20 градусов выше температуры охлаждающего воздуха
- окружающей среды); безопасность для двигателя в случае неплотностей
системы.
Недостатки: большие, чем при водо-воздушной системе ОНВ, размеры системы.
Возможные схемы систем охлаждения
1 ВВ: воздух-воздух;
1.1 ВВ-Вд: с использованием вентилятора системы охлаждения ДВС;
62 1.1.1 ВВ-Вд1 - ОНВ расположен перед фронтом радиатора системы
охлаждения ДВС;
1.1.2 ВВ-Вд2 - ОНВ расположен параллельно радиатору;
1.2 ВВ-Ва: вентилятор с автономным приводом;
1.2.1 ВВ-Ваэ - вентилятор с электрическим приводом;
1.2.2 ВВ-Ват - вентилятор с турбоприводом;
1.2.3 ВВ-Вам - вентилятор на маховике ДВС и др;
1.3 Вв-Э - перемещение охлаждающего воздуха эжектором отработавших газов ДВС;
2 ВЖ - воздух-жидкость;
2.1 ВЖ-Нд - используется жидкостный насос системы охлаждения
ДВС;
2.1.1 ВЖ-Нд1 - ОНВ размещен во впускном коллекторе ДВС;
2.1.2 ВЖ-Нд2 - ОНВ выполнен в виде отдельного агрегата, соединенного с системой охлаждения ДВС;
2.2 ВЖ-На - с автономным насосом жидкости ОНВ;
2.3 ВЖ-К - комбинированная схема.
Примеры:
ВВ-Вд: Большинство автомобильных и тракторных ДВС;
ВВ-Ват: дизель «Максидан» фирмы МАК (США);
ВВ-Вд2: дизели воздушного охлаждения фирмы Дейц (ФРГ), 8ДВТ400
(Россия);
ВВ-Нд1: дизели Джон-Дир; Камминз (США);
ВВ-Нд2: дизели типа ЯМЗ8423, дизели МТУ (ФРГ);
ВЖ-На: дизель «Пилстик РАЧ-185» (автомобиль «БелАЗ»);
Для улучшения охлаждения компрессора и наддувочного воздуха
компрессор размещается впереди турбокомпрессора навстречу потоку воздуха от радиатора, оребряется выходной патрубок компрессора (схема
НАТИ).
Известны системы ОНВ, в которых надувочный воздух охлаждается
в воздушно-жидкостном охладителе жидкостью, которая в то же время охлаждает перепускаемые отработавшие газы, направляемые в цилиндр двигателя с целью снизить максимальные температуры сгорания и образование токсичных оксидов азота.
Для уменьшения степени охлаждения надувочного воздуха при низмогут быть установлены самодействующие клапаны, пеких значениях
репускающие надувочный воздух в обход охладителя непосредственно в
цилиндры двигателя.
Особенности расчета ОНВ
63 Расчет рекуперативных ОНВ ведется по методике, принятой в общем
курсе «Теплообменные аппараты». Подробнее о расчетах ОНВ, их конструкции, методах изготовления читается в специальном курсе.
При расчете ОНВ исходными данными являются: расход наддувочного воздуха, давление наддува, необходимая степень охлаждения или
температура наддувочного воздуха на входе в двигатель, допустимые потери давления теплоносителей (наддувочного воздуха и охлаждающей
жидкости или воздуха). Искомой величиной является поверхность охладителя и затраты энергии на охлаждение. Кроме того, задаются рядом параметров как то: допускаемые скорости движения теплоносителей, геометрические размеры элементов теплопередающей поверхности (диаметр и
длина труб, размеры оребрения, толщина пластин и т.д.), характеристики
материала теплообменных поверхностей при рабочей температуре, некоторые габаритные размеры ОНВ. Ориентировочные значения коэффициентов теплопередачи от наддувочного воздуха к теплопередающей поверхности составляют 23-315 Вт/м2К при движении воздуха в межтрубном пространстве и 58-230 Вт/м2К при движении под давлением в трубах. Коэффициент теплоотдачи при движении воды в трубах равен 3500-8150
Вт/м2К. Скорость движения пресной воды не выше 2,5-3,0 м/с, морской не
выше 1.5 м/с. Скорость движения наддувочного воздуха в охладителе при
давлении воздуха не выше 0,5 МПа — 18-25 м/с, т.к. при этом достигаются
достаточно высокие значения коэффициента теплопередачи при относительно низком гидравлическом сопротивлении.
Потери давления наддувочного воздуха должны быть не более
0,004–0,005 МПа. Для обеспечения нормального протекания рабочего
процесса в дизеле температура наддувочного воздуха на входе в цилиндр
должна быть не ниже 50-60°С.
Сопоставление различных ОНВ можно вести по удельному энергетическому коэффициенту:
- удельная энергия, затраченная на перемещение теплоносителя;
W- условный («водяной») эквивалент (произведение удельной теплоемкости на массовый расход теплоносителя);
α - коэффициент теплоотдачи;
- это коэффициент компактности (отношение теплопередающей поверхности к объему теплообменника);
64 - площадь живого сечения;
- это количество теплоты, снимаемой с единицы объема заданной
поверхности и отнесенное к удельной энергии, которая затрачивается на
перемещение теплоносителя в течение 1с на 1 м2 поверхности.
Другими словами:
отношение отведенной теплоты к затратам энергии на перемещение
наддувочного воздуха и охлаждающей среды.
Конструкция ОНВ
В ОНВ типа ВЖ используют матрицы (сердцевины) трубчатоленточные, трубчато-пластинчатые, трубчато-ребристые. При этом внутри
гладких трубок протекает охлаждающая жидкость, а снаружи, в межтрубном пространстве, - наддувочный воздух.
ОНВ состоит из бачков (коллекторов) с входным и выходным патрубками, сердцевины (матрицы), корпуса. В качестве корпуса может быть
использован впускной коллектор ДВС.
ОНВ типа ВВ используют матрицы трубчатого типа (трубчаторебристые, трубчато-пластинчатые, трубчато-ленточные), либо пластинчато-ребристые. Внутрь трубок (плоских или круглых) устанавливают волнистые ленты — гладкие или перфорированные отверстиями или жалюзями. Межтрубные ленты также выполняют волнообразными с выштамповками. Материал — латунь, сталь, медные сплавы. Наиболее перспективны
ОНВ системы ВВ из алюминиевых листов – плакированный алюминий.
Соединение деталей - пайка в воздушных или вакуумных печах.
Турбодетандерное охлаждение
Температура, до которой можно снизить температуру заряда после
ОНВ, определяется температурой окружающей среды или, точнее, температурой охлаждающего агента ОНВ (То). При То порядка 40-50°С получить
температуру заряда Ts ниже 55-65°С практически невозможно. Низкие
температуры, порядка 20°С, могут потребоваться для предотвращения детонации в газовых ДВС. Получить температуру заряда ниже температуры
окружающей среды можно при турбодетандерном охлаждении.
65 Схема турбодетандерной системы охлаждения
наддувочного воздуха.
Приближенный баланс работ системы (не учитывая потери энергии в
холодильниках X1 и X2 и трубопроводах) :
В рассматриваемой системе можно получить температуру заряда на
входе в цилиндры ДВС Ts ниже температуры окружающей среды To. При
этом давление, подаваемое турбокомпрессором Pк должно быть значительно выше давления наддува Ps, а это требует повышенного давления перед
турбиной турбокомпрессора Pттк , соответственно высокого давления на
выходе газов из цилиндров ДВС (противодавления выпуска) и повышенных механических потерь (пониженный механический к.п.д. ДВС).
66 67 Диаграммы процесса газообмена в ДВС с турбодетандерной системой охлаждения наддувочного воздуха
Снижение температуры воздуха в охлаждающей турбине турбодетандера будет тем больше, чем больше давление воздуха перед ней превышает давление наддува.
Практически система турбодетандерного охлаждения наддувочного
воздуха на дизелях не применяется.
Способ Миллера («внутреннее охлаждение»)
Способ предложен Франком Миллером (примерно в 1957г); применим только для четырехтактных ДВС и заключается в расширении заряда в
цилиндре в конце хода впуска за счет раннего закрывания (до Н.М.Т.) впускного клапана. Для обеспечения наддува давление, создаваемое компрессором, должно быть выше требуемого давления наддува.
68 Диаграмма идеального цикла
Диаграмма реального цикла двигателя с газотурбинным наддувом и
охлаждение воздуха по способу Миллера.
Рассматриваемый способ охлаждения позволяет осуществить в
поршневом ДВС цикл, у которого степень сжатия меньше степени расширения. Такой цикл имеет более высокий термический к.п.д., чем известные
циклы Отто, Дизеля, Тринклера. Однако при этом необходима избыточная
затрата работы на привод компрессора, обеспечивающего давление выше
требуемого давления наддува.
Целесообразным кажется использование способа Миллера с внешним охладителем наддувочного воздуха.
69 Возможно использование способа Миллера в бензиновых ДВС с
турбонаддувом и рекуперативным ОНВ. Способ позволит снизить температуру .
Цикл, у которого степень сжатия меньше степени расширения в четырехтактном ДВС можно получить и другим путем, если закрывать впускной клапан позже нижней мертвой точки, уменьшив тем самым ход сжатия. Такой цикл называется циклом Аткинсона или Отто-Аткинсона (при
подводе теплоты при постоянном объеме).
Двигатель Mazda-Miller автомобиля «Xedos9» имеет степень сжатия
меньше примерно на 70% степени расширения. Подача воздуха осуществляется приводным винтовым компрессором. Геометрическая степень сжатия 10, фактическая значительно ниже, что позволяет использовать на бензиновом ДВС бензин с «обычным» октановым числом, не опасаясь детонации. Обычно в бензиновых ДВС при применении наддува приходится
снижать степень сжатия до 7-8 (против ~10 без наддува). Название двигателя со словом Миллер не совсем правомерно.
70 10 Регулирование наддува с целью улучшения характеристики
протекания крутящего момента двигателя
Возможные пути улучшения приемистости двигателя с газотурбинным наддувом и характеристики крутящего момента, кроме уже известных
использования импульсных систем наддува и снижения момента инерции
ротора турбокомпрессора, - применение специальных мероприятий, требующих для их реализации определенных затрат и нашедших зачастую
лишь ограниченное применение:
1 Регулирование турбокомпрессора
а) Воздействие на компрессор:

дросселирование на входе в компрессор;

закрутка воздуха на входе в компрессор поворотными лопатками;
регулирование компрессора поворотом лопаток диффузора;

выпуск части сжатого воздуха в атмосферу или на вход в компрессор или в турбину;
б) Воздействие на турбину:

регулирование турбины дросселированием газа, поступающего
из выпускного коллектора ДВС;

выпуск части газа перед турбиной;

регулирование турбины изменением геометрии соплового аппарата;
Схема системы регулирования давления наддува перепуском части
газа мимо турбины
- вариант с размещением мембранного устройства вместе с перепускным клапаном на корпусе турбины;
- более новый вариант с вынесением мембранного устройства из «горячей» зоны корпуса турбины.
в) Воздействие на турбокомпрессор:

регулирование ТК, турбина которого имеет поворотный сопловой аппарат, а компрессор – поворотный лопаточный диффузор.
Схема системы регулируемого наддува с изменением геометрии соплового аппарата турбины.
- поворотом сопловых лопаток;
- осевым перемещением ступенчатых лопаток;
- изменением ширины соплового канала за счет осевого перемещения стенки соплового аппарата.

71 2 Переключение выпускных газов с нескольких ветвей трубопровода
в один сопловой сегмент или турбину только одного турбокомпрессора в
случае, когда ДВС оснащен двумя или более турбокомпрессорами.
Схема системы регулирования переключения подачи газа в одну или
две ветви улитки турбины
На малых частотах вращения вала ДВС все газы проходят через
ветвь улитки с увеличенной скорость, повышая тем самым мощность турбины и давление наддува.
3 Настройка впускного трубопровода в сочетании с инерционным
наддувом по методу Шера.
4 Уменьшение сечения (сужение) газоподводящей спирали турбины
поворотной дугообразной лопаткой или осевым перемещением диска соплового аппарата.
72 5 Изменение парциальности турбины.
1 - сопловый аппарат;
2,3. - выпускные коллекторы;
4 - поворотный клапан.
При частичной частоте вращения все отработавшие газы идут в одну
ветвь соплового аппарата турбины; давление наддува при этом увеличивается.
6 Использование дополнительного компрессора, приводимого от постороннего источника или от двигателя.
73 Это может быть компрессор, подключенный к валу ДВС через отключаемую механическую, гидравлическую или электрическую передачу.
Компрессор включается автоматически при малой частоте вращения, при
средней частоте и резком увеличении подачи топлива, а также при торможении автомобиля двигателем («моторный тормоз»). При неработающем
дополнительном нагнетателе воздух проходит в турбокомпрессор мимо
него через байпасный клапан (заслонку).
Характеристика ДВС с наддувом, регулируемым перепуском газа
мимо турбины.
74 Совместная характеристика ДВС и компрессора
Аналогичный вид имеет характеристика ДВС с системой регулируемого турбонаддува с изменяемой геометрией соплового аппарата турбины
(РСА). Только при этом нет повышения удельного расхода топлива ge в
зоне регулирования из-за повышенных потерь на газообмен при перепуске
части газа с высоким давлением мимо турбины.
В настоящее время появились на рынке системы так называемого
«электроподдерживающего наддува» для автомобильных ДВС. Один вариант системы содержит центробежный компрессор, установленный на валу
высокооборотного электродвигателя постоянного тока. Компрессор подает
воздух на вход обычного турбокомпрессора (или прямо во впускную систему безнаддувного ДВС).
Электродвигатель питается от электросети автомобиля и вращается
постоянно вхолостую; при этом воздух системой заслонок направляется в
ДВС в обход компрессора. При резком увеличении нагрузок на двигатель
(после переключения передач автомобиля) компрессор переключением заслонок и подачей основного тока включается в работу, обеспечивая повышение давления πк = 1,2-1,5. на несколько секунд. Сила потребляемого при
этом тока составляет порядка 150А. Такая система, называемая «Турбопак», созданная фирмой «Турбодайн», прошла успешные испытания на
московский автобусах с дизелями. Основной целью использования системы было устранение дымления на выпуске при трогании автобуса и переключении передач.
75 В другом варианте «электроподдерживаемого наддува» вал электродвигателя непосредственно соединен с валом ротора турбокомпрессора
или просто вал электромотора служит валом ротора турбокомпрессора.
Перед запуском ДВС эл. мотор раскручивает ротор, горячий сжатый
воздух при начале запуска поступает в цилиндры ДВС, существенно облегчает запуск двигателя. При необходимости увеличить давление наддува
эл. мотор потребляет ток из сети автомобиля; на режиме ДВС, близком к
полной мощности, электромотор становится генератором и отдает избыточную мощность турбины в электрическую сеть автомобиля.
Создание таких систем наддува стало возможным с появлением компактных высокооборотных эл. двигателей.
Регулирование давления наддува может осуществляться применением двух параллельно включенных турбокомпрессоров.
При низкой частоте вращения вала ДВС заслонки на входе в компрессор и турбину ТКР (II) закрываются, все газы из ДВС поступают в
турбину ТКР (I), обеспечивая достаточно высокое давление наддува при
сравнительно невысоком расходе воздуха через ДВС.
В системе регулирования с двумя ТКР разных размеров при низкой
частоте вращения вала ДВС (в зоне низких n ДВС) ТКР включаются последовательно, осуществляя двухступенчатый наддув.
76 При высоких n ТКР включаются параллельно. В зоне средних n отработавшие газы проходят через турбины обоих ТКР, причем часто часть
газов проходит последовательно через обе турбины, а часть - через регулируемую заслонку (2) непосредственно в турбину низкого давления ТКР (II)
мимо турбины высокого давления ТКР (I).
77 11 Особые схемы наддува
Система «Гипербар»
1 - турбокомпрессор
2 - пусковой электродвигатель
3 - ОНВ
4 - перепускной канал
5 - топливный насос
6 - регулятор системы наддува
7 - зона перемешивания выпускных газов и перепускаемого воздуха
8 - камера сгорания
9 - устройство для зажигания и контроля пламени
10 - автоматический клапан для предварительного прогрева двигателя.
Особенности системы «Гипербар» :
1. Дизель имеет низкую степень сжатия ε=7.
2. ТК развивает πк до 5 и может запускаться электродвигателем. ТК
может работать и при выключенном двигателе.
3. Для пуска ДВС ОНВ отключается, и воздух подогревается.
4. Впрыск топлива в камеру сгорания и перепуск воздуха регулируется по заданным законам. Небольшое запальное пламя постоянно горит в
камере сгорания.
Двигатель «Пойо» 6L520 (i=6,
кой системой наддува
до 30 бар при
мм) развивает с табар.
78 Преимущества системы:
Умеренная тепловая нагрузка из-за низкой степени сжатия дизеля и
низкой температуры наддувочного воздуха. Благоприятный характер протекания крутящего момента, хорошая приемистость дизеля, т.к. высокое
значение
поддерживается и на режимах малых нагрузок.
Недостаток:
Высокий расход топлива, примерно на 20 г/кВт·ч выше, чем у обычных дизелей с наддувом.
Система наддува «Компрекс»
(См. Рис. 2.4 на стр. 11)
Протекание давления наддува по времени при резком увеличении
подачи топлива.
Преимущества системы наддува «Компрекс»:
Хорошая приемистость ДВС.
Недостатки:
Большие габариты, высокая стоимость, трудности размещения на
двигателе, необходимость механического привода, трудность настройки
режима, ограничения по .
12 Классификация и конструктивные схемы турбокомпрессоров
79 Турбокомпрессоры для наддува ДВС разделяются:

по типоразмерам;

по типу лопаточных машин:
1) с центробежными компрессорами и осевыми турбинами (ТК);
2) с центробежными компрессорами и радиальными или диагональными турбинами (ТКР)

по схеме расположения опор ротора:
1) по концам ротора;
2) между колесами

по типу колес: открытые, закрытые, полузакрытые, с прямыми,
загнутыми лопатками;

по типу диффузоров компрессоров: безлопаточные; лопаточные; с изменяемой геометрией (поворотными лопатками);

по типу направляющего аппарата турбины: безлопаточный; лопаточный - с неподвижными или с поворотными лопатками; с лопатками,
перемещаемыми вдоль оси турбины; с изменяющейся шириной направляющего аппарата;

по типу улитки компрессора: спиральная; цилиндрическая;

по типу улитки турбины: однозаходная двух (много) заходная;
с изменяющейся геометрией; с устройством перепуска газа;

по типу подшипников ротора: качения; скольжения; с отдельными вращающимися втулками; с плавающими невращающимися моновтулками; газостатические подшипники;

по способу смазывания и охлаждения подшипников: с собственной системой смазывания; с подключением к системе смазывания двигателя;

по способу охлаждения турбины и корпуса подшипников: без
специального контура охлаждения; с водяным охлаждением корпуса турбины и (или) подшипников.
13 Некоторые особенности технологии изготовления деталей
турбокомпрессоров
80 Колеса компрессоров (автотракторных турбокомпрессоров) отливают из алюминиевого сплава под давлением или центробежным способом в
разъемную металлическую форму (кокиль).
Колеса полуоткрытого типа с загнутыми лопатками отливают из
алюминиевого сплава (АЛ-5) в гипсовые формы, полученные по эластичным моделям (резиновым).
Колеса турбины изготавливаются литьем по выплавляемым моделям
из жаропрочных сплавов (ИНКО-713С, АНВ-300 и т.п.).
Колесо турбины соединяется с валом ротора, выполненного из легированной (не жаропрочной) стали сваркой трения.
Колесо турбины с валом и колесо компрессора могут балансироваться отдельно с точностью 0,1-0,15гсм и собираться в произвольном угловом
положении (без меток).
Колеса больших размеров, а также современных высокооборотных
турбокомпрессоров балансируются в сборе и устанавливаются в турбокомпрессор по меткам в определенном угловом положении.
14 Испытание турбокомпрессоров
81 Испытание ТК в сборе производится на стенде с замером показателей компрессора, турбины, подшипников. Кроме того, могут проводиться
испытания отдельно компрессора, приводимого от какого-либо источника
мощности (турбины, электродвигателя и т.п.), и турбины, питаемой газом
от специальной камеры сгорания. При этом мощность турбины определяют измерением реактивного момента (турбина устанавливается на балансирном стенде) и частоты вращения. В качестве нагрузки турбины используют гидротормоз, колесо которого представляет собой узкий диск с гладкой поверхностью.
Схема стенда для испытания турбокомпрессоров
Компрессор приводится турбиной ТК, питаемой газами, поступающими в нее из камеры сгорания. Сжатый воздух поступает в камеру сгорания из стационарного компрессора, подача его регулируется заслонкой.
Нагрузка компрессора регулируется изменением положения собственной заслонкой на выходе воздуха. Измеряемые параметры и места замеров изображены на схеме.
По результатам измерений подсчитываются:
1) Параметры компрессора:
82 Степень повышения давления:
(
(и далее)
и др. - показания стрелочных манометров)
,
Во — мм.рт.ст. - атмосферное давление.
- адиабатический перепад температур воздуха в
компрессоре.
- фактический перепад температур воздуха в компрессоре,
замеряемый для повышения точности дифференциальной термопарой.
- адиабатический КПД компрессора.
- окружная скорость колеса компрессора.
- адиабатическая работа
(адиабатический напор компрессора)
- коэффициент напора компрессора
или
- напорный адиабатический КПД компрессора.
компрессора
(здесь , МПа, 287- ,
, К)
Расход измеряется мерным устройством.
– коэффициент расхода (отношение осевой скорости на
входе в колесо к окружной скорости на наружном диаметре колеса компрессора)
2) Параметры турбины:
кг/с- расход газа
- степень понижения давления в турбине
- адиабатический перепад температур газа в турбине
- действительный перепад температур газа в турбине
83 измеряется дифференциальной термопарой
- внутренний к.п.д. турбины
- адиабатическая работа расширения газа в турбине.
- то же, при работе турбины на воздухе)
(
( - адиабатная мощность турбины)
- мощность на валу турбины
М - реактивный момент, при испытании турбины на балансирном
стенде, Нм;
, мин-1 – частота вращения
- коэффициент напора турбины
- плотность газа на выходе из колеса турбины
- эффективное проходное сечение турбины
4) Параметры подшипников:
- расход масла через подшипники
- теплоемкость масла
- подогрев масла в подшипниках
- мощность трения в подшипниках
84 - механический КПД турбокомпрессора
- КПД турбокомпрессора
со значением, полученным из уравнения баланса
Сопоставим
мощности компрессора и турбины ТК.
Последовательно изменяя положение заслонки на выходе воздуха из
компрессора и подбирая значения
изменением параметров турбины
(давлением воздуха, поступающего в турбину или (и) изменением подачи
топлива в камеру сгорания) получаем серию характеристик компрессора в
виде функций
де функций
и при ряде значений
, а также турбины в ви-
в зависимости от коэффициента напора турбины
, строим графики характеристик.
85 15 Выбор параметров наддува транспортных двигателей
В соответствии с заданной мощностью двигателя:
1) Определяют расход Gв и параметры воздуха, подаваемого в ДВС:
на выбранном режиме работы (
режим).
,
, промежуточный
2) Определяют необходимую степень повышения давления наддува
где
подставляют значение
, которым
При наличии ОНВ вместо
не ниже 50-60°С из условия надлежащеобычно задаются (для дизелей
го смесеобразования и сгорания, особенно на малых нагрузках). При охлаждении воздуха охлаждающей жидкостью ДВС
.
решают подбором вместе с уравнением
Без ОНВ уравнение для
. Величиной, как
и
другими параметрами задаются в соответствии с типоразмером компрессора (турбокомпрессора).
3) Определяют
;
и используют при расчете охладителя наддувочного
значения
воздуха.
1.
Определяют мощность компрессора
86 Расчитывают привод компрессора, мощность, передаваемая приводом
При газотурбинном наддуве мощность турбины
Задаются значением , или подсчитывают по изложенной ранее методике и определяют показатели турбины из уравнения:
(
Далее следуют в зависимости от варианта системы наддува.
При свободном турбокомпрессоре
параметры турбины
) определяют из соответствующего балансного уравнения.
При регулируемом наддуве автотракторных ДВС основные парамет(
), задаваясь
ры наддува обычно определяют для режима
значениями
Для режима
задаются значением
или α (часто
) и определяют величину
, необходимую для привода
компрессора на этом режиме ДВС. Возможно подбором α выбирать значение , обеспечивающее получение
ДВС.
а) Если выбирают систему регулирования перепуском части газа ми, обеспечивающий получение немо турбины, определяют расход газа
обходимой мощности турбины; разница расходов
должна быть отведена через перепускной клапан, эффективное проходное сечение которого подсчитывается как:
87 Далее по типу перепускного клапана оценивают величину коэффициента расхода клапана μ, определяют проходное сечение и размеры клапана. Проектируют механизм привода и управления клапана.
б) Если выбирают систему регулирования с сопловым аппаратом издля режимов
и
меняемой геометрии (РСА), подсчитывают
Диапазон изменения
рования при конструировании РСА.
.
до
даст пределы регули-
При механической связи турбокомпрессора с валом ДВС диапазон
мощности, передаваемой механическим (электрическим) приводом будет
лежать в интервале от до ().
88 16 Газодинамический расчет турбокомпрессора
При выборе параметров наддува определяют, задаваясь значениями
определяют величину расхода воздуха
, расчитывают значение , напор
, турбины
, эффективное проходное сечение турбины
компрессора
.
подсчитывают окружную скорость периферии колеПо величине
са центробежного компрессора.
можно заЗначением напорного адиабатного КПД компрессора
даться на основании таблицы:
компрессор с диффузором
безлопаточным
лопаточным
85-110
0,58-0,63
0,65-0,68
140-180
0,63-0,65
0,66-0,66
230-300
0,63-0,65
0,68-0,70
340-380
0,64-0,66
0,68-0,71
500-650
0,65-0,68
0,7 -0,73
Можно воспользоваться рекомендацией (см. Использованная литература, [5]) в виде , где
, а - так называемый коэффициент полной
работы, подсчитываемый по формуле.
89 Здесь - коэффициент расхода, равный отношению осевой скорости
на входе в колесо компрессора
к окружной скорости колеса . Обычно значения
соответствующие минимальным потерям, находятся в
диапазоне 0,25-0,35. Меньшие значения выбираются для колес загнутыми
назад лопатками, большие — для радиальных лопаток.
– угол наклона лопатки у внешней окружности колеса. Обычно выпринимают 50-100 м/с.
бирают в интервале 50-90°. Значения
Схема центробежного компрессора, обычные соотношения элементов проточной части и план скоростей потоков в компрессоре представлены ниже.
Подсчитывают параметры воздуха на входе в колесо.
- КПД входной части,
;
Плотность воздуха на входе в колесо
Схема центробежного компрессора
Обычные соотношения элементов проточной части компрессора
90 План скоростей потоков в компрессоре
91 Определяют:
Определяют:
Находят
Обычно
По D2 и u2 находят
, мин.-1
92 Примечание: размер D2 можно определить из типоразмера турбокомпрессоров (по каталогам фирм-изготовителей) по величине Go и πK.
Задаются числом лопаток компрессора Z (~10÷23). Проверяют возможность размещения их на колесе по формуле
Sл – расстояние между соседними лопатками по нормам на диаметре
Do в сечении 1-1, перпендикулярном оси колеса (не менее 3-5мм).
∆л — толщина лопатки у корня в нормальном сечении на диаметре
Do (определяется по толщине лопатки на диаметре D1, равной 0,5÷1мм и
углу уширения лопатки, равному 3-5°).
примерно 43-44°
Определяют коэффициент мощности:
Подсчитывают коэффициент напора
;
– коэффициент, учитывающий трение потока о
лопатки.
с выбранными в начале
Сопоставляют подсчитанные значения
расчета. При расхождении более 2-3% повторяют расчет с полученным
значением
.
Определяют окружную скорость на диаметре :
Подсчитывают (уточняют) угол входа в колесо:
; i - угол атаки =8-10°
Подсчитывают окружную скорость на выходе из колеса (на d2).
:
Угол выхода потока из колеса (относительно касательной)
;
Абсолютная скорость выхода из колеса
93 Температура воздуха на выходе из колеса
Давление воздуха за колесом
Абсолютный КПД процесса сжатия воздуха в колесе
Меньшие значения относятся к меньшим размерам колес.
Плотность воздуха за колесом:
Высота лопатки на выходе из колеса:
- коэффициент стеснения потока на выходе
Здесь
из колеса.
Относительная высота лопатки
(обычно 0,05 0,07)
Ширина безлопаточного диффузора на входе в него
где ∆≈0,5мм
Радиальная составляющая скорости на входе в диффузор
Ширина безлопаточного диффузора на диаметре D3 (или D4 при отсутствии лопаточного диффузора ) составляет
94 ра;
D4 принимается:
- для безлопаточного диффузо- для лопаточного диффузора.
Если за диффузором имеется улитка (1), то b3=0,7·b2; при кольцевом
сборнике (2) b3=0,8·b2.
(1)
(2)
Радиальный зазор между колесом и корпусом δ≈1мм.
Окружная составляющая скорости воздуха на выходе из безлопаточного диффузора (БЛД):
Радиальная составляющая скорости воздуха на выходе из БЛД:
в первом приближении считаем ρ4=ρ2.
Тогда абсолютная скорость воздуха на выходе из БЛД:
95 Температура воздуха на выходе из БЛД:
Давление воздуха на выходе из БЛД:
Адиабатический КПД диффузора:
Меньшие
Иногда
значения
для
большие
-
считают
для
как
Окончательно плотность воздуха на выходе из диффузора
Улитка компрессора (компрессор с безлопаточным диффузором):
Окончательное повышение статического давления происходит в
улитке компрессора. Улитка расчитывается из условия постоянства параметров потока по периметру диффузора. В каждом поперечном сечении
улитки параметры потока подчиняются закону постоянства циркуляции
(точнее
;
- радиус центра масс сечения улитки).
Для выходного сечения улитки при φ=360°
Температура воздуха на выходе из улитки подсчитывается по формуле:
Скоростью на выходе из улитки может задаваться (порядка 30-40м/с)
исходя из средней скорости поршня наддуваемого поршневого двигателя и
отношения площади поршня к площади сечения выходного патрубка улитки. Если размеры улитки не позволяют снизить скорость С5 до желаемой,
96 выходной патрубок может быть дополнен диффузором между улиткой и
впускным трубопроводом двигателя.
Площадь сечения на выходе из улитки (патрубка):
- адиабатический КПД улитки. Меньшие значения относятся к улиткам с уменьшенным наружным диаметром.
В результате расчета полный напор в компрессоре:
Адиабатический напор:
Адиабатический КПД:
Сопоставляют полученное значение с выбранным в начале расчета.
В случае расхождения (более ~3%) выбирают полученное в расчете значение и повторяют расчет.
Частота вращения колеса компрессора:
Мощность, необходимая для привода компрессора:
Профилирование колеса компрессора
97 Рис. 16.1
Построение меридиональных обводов колеса компрессора производится по расчитанным величинам D1,D0,b2.
Внешний обвод обычно выполняется по радиусу, сопрягающему
входной диаметр и касательную, проходящую под углом ε через точку А.
Угол ε выбирается равным 10-15° и соответствует углу сужающейся части
безлопаточного диффузора.
При построении внутреннего контура канала часто используется линейный закон изменения суммарной площади каналов по их длине (См.
линия 1 Рис.16.1). В последние годы закон изменения суммарной площади каналов задается либо на основании расчетных, либо экспериментальных данных с целью получения минимальных гидродинамических потерь
при течении потока в колесе (кривые 2 и 3, Рис. 16.1). Для построения
внутреннего контура в канал касательно к внешнему контуру вписываются
окружности соответствующего диаметра, и затем проводится огибающая
кривая. Длина канал определяется вдоль линии, соединяющей центры вписанных в канал окружностей. Под суммарной площадью каналов понимается площадь боковой поверхности конуса с образующей h.
Профиль лопатки колеса обычно задается на развертке одного из цилиндрических сечений.
Рис. 16.2
В качестве исходных данных используют угол лопатки на входе β1л
на диаметре развертки и угол δ, образованный лопаткой с диском колеса.
Угол δ может выбираться от 50° до 100°, а окружная длина лопатки L- (0,91,1) от величины . Скелетная линия лопатки может быть описана различными линиями: дугой окружности, полиномом и т.д.
98 В сечении, перпендикулярном оси колеса (рис.) среднюю линию
обычно описывают дугой окружности, сопряженной с радиальным отрезком.
Радиус
дуги
лопатки
определяется
по
формуле
Угол β2л обычно бывает переменным вдоль оси колеса, увеличиваясь
к входному сечению до 90°. Образующие стенки и корытца лопаток могут
быть прямолинейными или криволинейными. Входная кромка лопатки выполняется заостренной или округленной малым радиусом.
Схема радиально-осевой турбины
Основные соотношения элементов проточной части турбины
, где
- радиальная протяженность целевого
конфузора
99 Высота лопатки на входе в рабочее колесо турбины
– степень радиальности турбины
План скоростей потоков в турбине
Основные параметры турбины
1. Расход газа
100 2. Внутренний КПД турбины
3. Напор, срабатываемый в турбине
4. Относительная величина адиабатического перепада температур в
турбине
5. Температура газов за турбиной
6. Степень понижения давления газов в турбине
или
7. Давление газов перед турбиной
8. Плотность газа перед турбиной
9. Наружный диаметр колес турбины выбирают
мерно равным наружному диаметру колеса компрессора
, то
10. Теоретическая скорость газов
.
приЕсли
101 11. Относительная окружная скорость газа
12. Плотность газа на выходе из колеса
13.Коэффициент радиальности . Задается в интервале μ=0,58 0,65.
14. Угол между касательной и направлением абсолютной скорости
входа газа в колесо. Оптимальное значение =15-25°. В реальных конструкциях =25-30°. Угол выходной скорости
обычно равен 85-100°, что
обеспечивает минимальные потери с выходной скоростью. Отношение меридиальных скоростей
равно 0,9-1,2.
Оптимальный относительный средний диаметр колеса на выходе
=0,5-0,6.
Коэффициент скорости в направляющем аппарате
Коэффициент скорости в колесе турбины
Степень реактивности турбины
- напор, срабатываемый в направляющем (сопловом) аппарате.
- напор турбины
- к.п.д. на окружности колеса турбины.
Напор, срабатываемый в направляющем аппарате (НА) турбины
Скорость газа на выходе из НА
102 Безлопаточный НА турбины состоит из подводящего патрубка, улитки и щелевого конфузора. Радиальная протяженность щелевого конфузора
может быть принята
Ширина (длина) лопатки турбины
:
- относительное значение.
Обычно в автотракторных ТКР
- не более 0,95.
Скорость газа на входе в щелевой конфузор
Напор, срабатываемый в улитке
Температура газа на выходе из улитки
Давление газов за улиткой
Плотность газа на выходе из улитки
Начальное сечение улитки
Ширина щелевого конфузора
Высота лопатки колеса
103 - зазор между лопатками колеса и корпусом (
Диаметр колеса турбины на выходе
- степень радиальности
Угол потока газа на выходе из колеса
- коэффициент стеснения лопаток
Угол лопатки на выходе колеса турбины
Коэффициент напора турбины:
Эффективное проходное сечение турбины
)
104 17 Гидродинамический расчёт подшипников турбокомпрессора
При сухом трении в подшипниках скольжения, например, трение
валиков поворотных лопаток регулируемого соплового аппарата турбины
или диффузора компрессора, сила (момент) трения определяется как коэффициент сухого трения:
Момент трения:
Значения коэффициента трения:
- сталь по чугуну, по стали (поверхность чистая) детали регулируемого диффузора компрессора.
- сталь по стали (поверхность покрыта окисной плёнкой)
- детали регулируемого соплового аппарата турбины.
Эти подшипники работают с малыми скоростями скольжения — сотые доли м/с. Подшипники скольжения ротора турбокомпрессора со скоростями скольжения в несколько десятков м/с (до 100 и выше) могут работать
только в условиях жидкостного трения f порядка 0,002 — 0,03.
Подшипники жидкостного трения.
Основные положения теории жидкостного трения
105 При движении поверхности 1 относительно поверхности 2 в смазочном слое напряжение вязкостного трения подсчитывается по гипотезе
Ньютона как:
— коэффициент динамической вязкости, Па. Для подшипника
скольжения сила вязкостного сдвига:
— площадь;
Коэффициент жидкостного трения:
Где Р - сила давления на вал.
В турбокомпрессорах (без механической связи с валом двигателя) основной силой, действующей на вал, является сила дисбаланса ротора (производственный дисбаланс и дисбаланс от прецессии вала ротора)
Сила, вызываемая дисбалансом:
- угловая скорость вращения ротора.
Дисбаланс:
отсюда
Допускаемый дисбаланс для ротора малоразмерных
прессоров ТК (для автотракторных двигателей)
турбоком-
Для особо малоразмерных ТК (ТКР 5 и менее)
или
Режим
работы
подшипников
оценивают
«безразмерной характеристикой режима работы»
так
,
называемой
106 где
- среднее давление на проекцию вала;
- длина опорной части вала;
- диаметр вала.
Тогда
Зависимость коэффициента трения скольжения от характеристики
режима работы подшипника представляется на диаграмме Герси — Штрибека:
а - б - область сухого трения;
б - в - область полужидкостного трения;
в - г - область жидкого трения. На этом участке имеет место
режим саморегулирования подшипника. Увеличение трения при переходе с
режима 1 на режим 3 вызывает увеличение температуры масла, снижение
его вязкости и уменьшение силы трения, т.е. возвращение к режиму 1, и
обратно, при переходе к режиму 2 - возвращение к режиму 1.
При вращении вала в подшипнике под действием смачивающих
свойств смазки и её вязкости в зазоре между валом и подшипником образуется масляный клин, разделяющий их. Чем больше скорость вращения вала,
тем интенсивнее действие масляного клина.
Задача расчёта подшипника скольжения - определить условие отсутствия механического контакта подшипника и вала и поддержание надлежащего температурного режима подшипника отводом выделяющейся теплоты трения смазочной жидкостьи.
Порядок расчёта подшипника скольжения
107 Силы, приложенные к элементу вязкой жидкости в смазочном слое
Рассматривая условия равновесия выделенного элемента, можно
получить дифференциальное уравнение, связывающее градиент давления в
слое и параметры подшипника — вязкость смазки, окружную скорость вала
и зазоры.
Интегрированием уравнения в диапазоне
метр - коэффициент нагруженности
- диаметр втулки подшипника;
и
получим пара-
108 - радиус втулки подшипника;
- диаметр и радиус вала;
- абсолютный радиальный зазор;
- абсолютный диаметральный зазор;
- относительный зазор;
- абсолютный эксцентриситет;
- относительный эксцентриситет,
Минимальная толщина масляного слоя
Грузоподъёмность масляного слоя
Грузоподъёмность подшипника Р :
где:
- коэффициент динамической вязкости (абсолютная вязкость);
- угловая скорость вала;
- длина подшипника;
- коэффициент нагруженности
- протяжённость смазочного слоя
Из (1) можно написать:
- среднее удельное давления на проекцию подшипника.
Число:
- называется числом Зоммерфельда.
В отечественной технической литературе числом Зоммерфельда называют обратную величину:
109 Рис. 17.1 График зависимости безразмерной функции
- коэффициент нагруженности в зависимости от отношения
и относительного эксцентриситета χ
По заданным значениям
соответственно и
(по допускам на размеры
) определяют . По n подсчитывают ; Р определяют по характеру и величине нагрузки на подшипник: вес ротора, центробежные силы от неуравновешенности (дисбаланса) ротора, гироскопические силы и др. Задаются значением температуры масла (температуры на
входе и выходе масла из подшипника), по выбранному типу масла для данной
температуры из справочника определяют вязкость масла μ. Подсчитывают коэффициент нагруженности ζ по формуле (2) и по графику (рис. 17.1) для данного определяют величину относительного эксцентриситета χ. Затем подсчитывают
величину
минимальной
толщины
масляного
слоя
.
Сопоставляют ее с величиной критического зазора:
,
где
и - высота неровностей вала и втулки в зависимости от класса чистоты обработки поверхностей;
и - допуски на цилиндричность рабочих поверхностей;
110 - суммарные деформации вала на длине подшипника, отсутствующие
при самоустанавливающейся опоре.
Для подшипников турбокомпрессоров типоразмеров ТКР-7,
ТКР-8.5, ТКР-11
Коэффициент надежности работы подшипника должен быть:
111 Для определения реальной температуры масла в подшипнике подсчитывают величину подогрева масла в подшипнике за счет работы трения в масляном слое и внешнего теплообмена с деталями статора и ротора (агрегата).
T – сила трения в подшипнике;
– коэффициент трения в подшипнике;
– окружная скорость на поверхности цапфы.
Количество теплоты, уносимой смазкой из подшипника, при отсутствии
теплопотока в корпус и через ротор
– удельная теплоемкость масла;
– плотность масла;
- суммарный объемный расход масла через подшипник;
- температуры масла на входе и выходе из подшипника.
Средняя температура масла приблизительно равна средней температуре
подшипника
– температура на входе обычно определяется системой охлаждения.
Коэффициент трения подшипника можно найти из зависимости
безразмерных величин:
– безразмерная характеристика – коэффициент сопротивления смазочного слоя.
Значение
можно определить из графика на Рис.17.2
112 Рис.17.2 График отношения для расчета трения
подшипника скольжения
По значению χ и
находят
и
Расход масла через подшипник
- расход через торцы нагруженной зоны
Здесь
- безразмерный коэффициент расхода масла через торцы нагруженной зоны
Рис.17.3 График коэффициента расхода смазки
зону подшипника
через нагруженную
113 Значения расхода
определяют с помощью безразмерного коэффициента расхода нагруженной зоны.
– давление масла, подаваемого в подшипник.
- безразмерный коэффициент (см. таблицу)
Таблица безразмерного коэффициента от χ для подшипника охватом 360
χ 0,3
0,4
0,5 0,6 0,65 0,7 0,75 0,8 0,85 0,9 0,925
0,132 0,153 0,175 0,2 0,213 0,226 0,24 0,256 0,273 0,289 0,299
χ
0,95 0,975 0,99
0,308 0,318 0,323
Определив по формуле (5) температуру подшипника (масла), сравнивают ее с первоначально выбранной температурой масла. При расхождении более 0,4 расчет повторяют до получения отклонений расчетной температуры
от заданной в пределах
.
Удобнее задаться тремя значениями температуры масла на выходе (при
определенной температуре на входе) и провести расчет , которое в свою очередь является функцией средней температуры масла:
На пересечении кривых и находят значение
114 При этом значении
и проводят расчет χ и
для крайних значений относительных зазоров ψ, в соответствии допускам на отверстие подшипника и вал (цапфу). Сопоставляют значение
и и определяют коэффициент запаса
Определяют потери на трение в радиальных подшипниках у компрессора и турбины, потери на трение в упорном подшипник (за счет вязкостного
трения масла в зазоре подшипника) по формуле упорного подшипника
– площадь упорного подшипника
– средняя окружная скорость (на среднем радиусе упорного подшипника)
- осевой зазор в упорном подшипнике.
Затем расчитывают расход масла
принимают 20-25 .
Для надлежащей работы уплотнений в корпусе подшипников турбокомпрессора (ТК) за уплотнениями не должно быть давления масла. Поэтому масло, выходящее из подшипников, должно удаляться из корпуса подшипников
через отверстие (канал), сечение которого в несколько раз больше маслоподводящего канала.
При низком положении ТК (на двигателе) нет возможности маслу из
корпуса подшипника стекать в масляную ванну двигателя. Здесь может помочь отсасывающий насос, приводимый, например, турбиной, питаемой давлением потока масла в трубопроводе подвода масла из масляной системы двигателя в подшипники ТК.
115 Расчет подшипников турбокомпрессора с учетом прецессии ротора
Исследования показали, что вал ротора ТК, нагруженный главным образом центробежными силами от производственного дисбаланса колес компрессора и турбины, совершает прецессионные движения с радиусом прецессии,
равным эксцентриситету оси ротора относительно оси подшипника. Это смещение вызывает дополнительную центробежную силу от массы ротора, подсчитываемую как или – отношение угловой скорости прецессии к угловой
скорости вращения ротора.
Для расчета подшипника необходимо найти по удельной нагрузке (от
производственного дисбаланса) χ и
- относительный эксцентриситет.
Далее находят центробежные силы от прецессии и суммарные силы на подшипники. С учетом суммарной силы определяют χ. Расчет повторяют до тех
пор, пока прирост χ и соответствующей суммарной силы на каждый подшипник не сведется к минимуму.
Более простой метод – графоаналитический - основан на том, что все
расчетные формулы сведены к двум формулам, в которых использованы графики зависимости безразмерного коэффициента нагруженности ζ и χ. В конце
расчета уточняются силы, действующие на подшипники, с учетом прогиба вала в точках сосредоточенных масс рабочих колес. Расчет упрощается рядом
допущений, которые не вносят существенной ошибки, а именно:
1)
Геометрические размеры подшипников турбины и компрессора
равны.
2)
Неуравновешенные массы рабочих колес равны и диаметрально
противоположены, т.е. рассматривается случай расположения неуравновешенных масс ротора, когда нагрузки на подшипники от центробежных сил
наибольшие.
3)
Условия работы подшипников считаются одинаковыми.
4)
Динамическая вязкость слоя масла в турбинном и компрессорном
подшипниках одинакова.
5)
Вал ротора совершает прецессию; абсолютные эксцентриситеты
подшипника турбины и компрессора считаются равными и противоположено
направленными; радиус прецессии вала ротора на середине расстояния между
подшипниками равен нулю.
116 Силы, действующие на каждый подшипник:
где
(
- центробежная сила от начального дисбаланса колеса
или () - радиус приложения дисбаланса отнесенного к массе колеса
– центробежная сила от процессии вала ротора.
– масса колеса, соответственно компрессорного и турбинного.
117 Принимая во внимание условие 5), выразим ρ через e,
тогда
Из гидродинамической теории смазки
, где – радиальный зазор в подшипнике. Тогда формулы (3) можно переписать в виде:
где
Подставив в формулы (2) найденные значения
и , а затем в формулы (1) значения
и , получим общие формулы для определения
и ,в
которые входят все параметры, определяющие силы, действующие на подшипники:
118 В формулы (4) входит неизвестная величина χ, которую можно найти,
воспользовавшись формулами и графиками гидродинамической теории смазки для определения безразмерного коэффициента нагруженности.
При этом безразмерный коэффициент нагруженности
Подставим
и
в формулу для ζ , тогда
По опытным данным НАТИ Задаваясь краевыми значениями
,
, можно найти
и нанести эти значения на график. Пересечение
полученных прямых с функцией
дает действительные значения
и
.
Полученные значения
и
позволяют определить и силы, действующие на компрессорный
и турбинный
подшипники.
Вал ротора достаточно жесткий, и прогиб его практически отсутствует,
поэтому толщину масляного слоя определяют по формулам:
Мощность трения в подшипниках складывается из мощности, расходуемой на потери в опорах и упорном подшипниках и на трение вала о масло,
находящееся в резервуаре втулки подшипников. Мощность, затрачиваемая на
трение вала о масло – величина незначительная и составляет приблизительно
0,5% от , поэтому ею можно пренебречь.
Мощность, затрачиваемая на вязкое трение в опорном подшипнике,
где
f – коэффициент трения;
u – окружная скорость вала;
R – сила, действующая на подшипник.
Коэффициент трения определяется из соотношения
, которое находит-
ся по экспериментальной зависимости
.
При работе турбокомпрессора на номинальном режиме давление в компрессоре
практически равно давлению в турбине , поэтому осевое усилие, действующее на ротор, можно принять равным нулю. При этом мощ-
119 ность, затрачиваемая на вязкое трение в упорном подшипнике
а при наличии двух упорных подшипников
где
μ – динамическая вязкость;
F – площадь упорного подшипника;
- окружная скорость на среднем диаметре упорного подшипника;
- суммарный осевой зазор в упорных подшипниках
Расход масла через подшипники
, где
- количество отводимой теплоты;
– теплоемкость масла;
- перепад температур масла на входе и выходе из подшипников (по
опытным данным НАТИ
).
Пример расчета подшипников турбокомпрессоров с учетом прецессии ротора на примере ТКР-7
120 Задаются значением
Подсчитывают
и
где
шипника.
при
и
- ширина подшипника;
– средний диаметр под-
121 Рис. 4 Зависимости ζ и
от χ для подшипников типоразмеров
ТКР-7,ТКР-8,5 и ТКР-11 при различных значениях λ
Посчитываем коэффициент нагруженности
.
и
при
и
122 и
Далее, задаваясь значениями
при
и
, подсчитывают значения
Посчитывают коэффициент нагруженности
и
при
откладываем значения
при
и
при
На графике
, соединяем прямой эти значения и при пересечении этой прямой с
при
функцией
и
получаем значение
.
и
Аналогично для
Итак:
;
;
находим
и
(см. рисунок)
123 По графику
находим для
и
и
значения
и
124 ;
;
По полученным значениям коэффициент трения в опорных подшипниках находим мощность трения в них.
По формулам для
:
и
находят их значения для
и
125 Мощность трения в упорном подшипнике
– суммарный осевой зазор в упорных
подшипниках.
- площадь упорного подшипника
(по конструкции подшипника)
Общая мощность трения
=0,775+0,9+0,0645=1,74кВт
Расход масла через подшипники ТКР-7:
При максимальной высоте неровностей вала и подшипника по 1,6 мкм
(Ra 0.4)
При
Отношение
Использованная литература
126 1. Байков Б.П., Бордуков В.Г., Иванов П.В., Дейч Р.С. Турбокомпрессоры для наддува дизелей. Справочное пособие. – Ленинград: «Машиностроение», 1975.
2. Давыдков Б.Н., Андреенков А.А. Выбор параметров регулируемого
наддува автотракторных двигателей. Методическое указание к дипломному проектированию. – М.: МГТУ «МАМИ», 2007.
3. Давыдков Б.Н. Выбор параметров автотракторных дизелей. Методические указания к дипломному проектированию для студентов специальностей «Двигатели внутреннего сгорания» и «Турбостроение».
- М.: МГТУ «МАМИ», 1996.
4. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей /Под ред. Орлина А.С. и Круглова М.Г. –М.:
«Машиностроение», 1985.
5. Лямцев Б.Ф., Микеров Л.Б. Турбокомпрессоры для наддува двигателей внутреннего сгорания. Теория, конструкция и расчет. - Ярославль: АООТ «Автодизель», Ярославский государственный технический университет, 1995.
6. Симсон А.Э., Каминский В.Н., Моргулис Ю.Б., Поветкин Г.М., Азбель А.Б., Кочетков В.А. Турбонаддув высокооборотных дизелей.
- М: «Машиностроение», 1976.
7. Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы /Под
ред. Дьяченко Н.Х. – Ленинград: «Машиностроение», 1978.
8. Тракторные дизели. Справочник /Под ред. Взорова Б.А. – М.: «Машиностроение», 1981.
9. Ханин Н.С., Аболтин Э.В., Лямцев Б.Ф., Зайченко Е.Н., Аршинов
Л.С. Автомобильный двигатели с турбонаддувом. – М.: «Машиностроение», 1991.