Файл: Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания..pdf

и среднелогарифмический температурный напор 6Т являются функциями формы и направления каналов, по которым движут­ ся охлаждаемая и охлаждающая жидкости:

ln"' K'

тX—т и

Особенности перекрестного или смешанного тока рабочих жидкостей учитываются поправкой е в выражении для средне­ логарифмического температурного напора. При наличии проти­ вотока е = 1; в других случаях эта поправка определяется по графикам [22] и, как показали расчеты охладителей наддѵвочно-

оказывают коэффициенты теплоотдачи от наддувочного воздуха

пренебречь и в расчетах пользоваться выражением К = — °в^ _ «В ”Ь

или (при aw 20а„) К =

В свою очередь, коэффициенты ав и аю являются функциями критерия Нуссельта Nu. При стационарном вынужденном дви­ жении воздуха и воды Nu = /(Re; Pr) ~ cRem.

Критерий Рейнольдса Re для охладителей комбинированных двигателей колеблется в сравнительно узких пределах, так как эквивалентный гидравлический диаметр da— функция коэффи­ циента компактности (он сравнительно стабилен, как это видно из табл. 1), а скорость воздуха при входе в охладитель также имеет оптимум (23—30 м/с).

При поверочном расчете готовой конструкции охладителя конечной целью может быть или возможное понижение темпера-

оптимального значения, а потеря давления воздуха в охладителе не будет больше оговоренной ГОСТом величины.

В гидро- и аэродинамическом расчете потеря давления над­ дувочного воздуха Арх определяется как сумма потери давления на трение воздуха Артѵ, потери давления от местных сопротив­ лений Армс, уменьшения давления при охлаждении в охладите­ ле Apt-

128

где

Н рю2

Ар.тр

рW1

Арме = £

9

Н — полная длина пути воздуха в охладителе (см. рис. 66); ds —■ определяющий размер (обычно эквивалентный гидравлический диаметр, представляющий учетверенное отношение площади се­ чения канала к его периметру или функцию коэффициента ком­ пактности охладителя, приведенную выше).

Для плотности и скорости воздуха приняты средние значе­ ния, но при подсчете местных потерь нужно пользоваться вели­ чиной скорости после сопротивления, а для определения Аpt — величиной скорости в среднем сечении охладителя.

Потери давления охлаждающей воды определяются по ана­ логичным формулам, как функция ptcw ^ (см. приложение 3).

9 Заказ 963

ТИПЫ ТУРБИН КОМБИНИРОВАННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

В таких двигателях применяются осевые, диагональные и ра­ диальные центростремительные (ЦСТ) турбины (рис. 73). Тур­ бины, имеющие только газовую связь с поршневой частью дви­ гателя, выполняют в основном одноступенчатыми. Для высокого давления наддува, в сложных системах воздухоснабжения и при особых условиях на впуске воздуха и выпуске газов используют двух- и трехступенчатые осевые турбины.

Рис. 73. Схемы турбин комбинированных двигателей:

а— осевая ступень; б — диагональная ступень; в — центростремительная ступень

Вдвигателях малой мощности применяют центростремитель­ ные турбины. При низких расходах газа и высоких окружных

скоростях центростремительная турбина имеет более высокий к. и. д., чем осевая. При больших расходах газа экономичнее диагональные и осевые турбины. Снижение к. п. д. осевой тур­ бины при малых расходах газа вызвано увеличением концевых потерь и утечек через радиальные зазоры вследствие уменьше­ ния высоты сопловых и рабочих лопаток. Кроме того, отрица­ тельно влияет падение числа Re.

Концевые потери в центростремительной турбине существен­ но ниже, чем в осевой [13]. В рабочем колесе ЦСТ по сравнению с осевой потери в радиальном зазоре также уменьшаются из-за увеличения высоты лопаток в выходном сечении.

130

Область применения осевых н радиальных турбин иногда оценивают с помощью коэффициента быстроходности

диаметр в сечении на входе в рабочее колесо; си — угол наклона абсолютной скорости; р — степень реактивности.

Для выполненных конструкций осевых турбин турбокомпрес­

типов, то по коэффициенту быстроходности нельзя четко разгра­ ничить области применения осевых и центростремительных тур­ бин в турбокомпрессорах.

Согласно ГОСТу 9658—66 центростремительные турбины применяют для турбокомпрессоров от ТКР-7 до ТКР-23. Осевые турбины применяют при диаметрах колес турбокомпрессоров от 180 мм (ТК-18) и выше. Для привода компрессоров, имеющих диаметры колес от 180 до 230 мм, применяют турбины обоих типов.

Конструктивные преимущества центростремительной турби­ ны — сравнительная простота изготовления рабочего колеса, осуществления соплового регулирования и удобство компоновки в одном агрегате с центробежным компрессором — в отдельных случаях могут преобладать над положительными качествами осе­ вой ступени даже при высоких коэффициентах быстроходности. В то же время существенные недостатки центростремительной турбины — повышенная чувствительность к попаданию посто­ ронних частиц, большой момент инерции ротора и возможное на отдельных режимах неустойчивое течение в колесе, ведущее к повышению вибрационных напряжений в рабочих лопатках,— иногда предопределяют выбор осевой турбины при низких значе­ ниях коэффициента быстроходности.

При выборе типа турбины конструктор принимает во внима­ ние также необходимость обеспечения заданной внешней харак­ теристики двигателя и удовлетворительной работы на неустано­ вившихся и переходных режимах. Большое влияние на выбор типа турбины оказывают соображения компоновки, а также ус­

ловия производства и опыт создания турбин определенного типа.

Основам теории и расчета современных турбинных ступеней посвящено много работ [17, 18, 36]. Поэтому ниже рассмотрены теоретические и экспериментальные исследования турбин, а так­ же методы выбора их основных параметров и расчета характе­ ристик с учетом особенностей их работы в составе комбиниро­ ванных двигателей.

ПАРАМЕТРЫ ГАЗА НА ВХОДЕ В ТУРБИНУ

Для турбокомпрессора, имеющего только газовую связь с поршневой частью комбинированного двигателя, среднее дав­ ление газа на входе в турбину (без учета импульсности) опреде­ ляют из баланса мощностей и расходов рабочего тела через тур­ бину и компрессор:

где L/<aд — адиабатическая работа сжатия в компрессоре; GT — расход газа через турбину; р2 — заданное давление за турбиной; Т* — полная средняя температура газов перед турбиной, опреде­

ляемая в тепловом расчете двигателя из уравнения теплового баланса [30].

К. п. д. турбокомпрессора выбирают по статистическим дан­ ным с учетом имеющегося опыта. Для современных высокона­

максимальной экономичности установки.

В двухступенчатой системе воздухоснабжения с двумя после­ довательно расположенными турбокомпрессорами предваритель­ но определяют степень повышения давления и суммарную рабо­ ту сжатия в компрессорах, а затем по уравнению (105) находят давление р*т для турбины высокого давления. Затем определяют

температуру и давление газов между турбинами. Для двухтакт­ ных двигателей с отбором части мощности от коленчатого вала на привод компрессора давление перед турбиной выбирают из условия обеспечения продувки и наполнения цилиндров. Опти­ мальная величина р*г соответствует максимуму эффективного

к. п. д. двигателя.

132