Файл: Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания..pdf

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 11.04.2024

Просмотров: 175

Скачиваний: 1

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

Для комбинированного двигателя с повышенным коэффици­ ентом приспособляемости магистральных тепловозов расчетным режимом может быть выбран режим при частоте вращения дви­ гателя, составляющей 0,75—0,8 номинальной. Это будет способ­ ствовать не только улучшению эксплуатационной экономичности двигателя (расходы на топливо на этом типе тепловозов состав­ ляют до 40% всех эксплуатационных затрат), но также даст возможность сравнительно легко поддерживать на допустимом уровне тепловую и механическую напряженность двигателя на номинальном режиме.

Расчетным режимом для агрегатов системы воздухоснабжения комбинированных двигателей генераторных и судовых уста­ новок с непосредственной передачей мощности на винт является режим номинальной мощности, удовлетворение требований кото­ рого представляет наибольшие трудности для двигателей этого типа.

Автомобильные двигатели работают в широком диапазоне изменения частоты вращения и нагрузок. Поэтому в качестве расчетного режима комбинированного автомобильного двигателя следует выбирать режим при частоте вращения коленчатого вала около 0,75 номинального. В зоне данной частоты вращения обыч­ но расположен режим максимального крутящего момента.

Сказанное выше о выборе расчетного режима относится к ос­ новному расчетному режиму. Это не исключает поверочные рас­ четы для других режимов работы двигателя. Что же касается расчетного режима для охладителей, воздушных фильтров и тру­ бопроводов и т. п., то таким режимом является режим макси­ мального расхода воздуха, при котором получаются наибольшие скорости воздуха в трубопроводах и необходимо отвести от воз­ духа наибольшее количество тепла.

В заключение необходимо отметить, что агрегаты системы воздухоснабжения должны обеспечивать оптимальные условия работы всей системы в целом. Критерием оптимальности систе­ мы является наиболее полное удовлетворение требований, предъ­ являемых к ней, как составному звену комбинированного двига­ теля. К сожалению, методика оптимизации системы воздухо­ снабжения комбинированного двигателя разработана еще недо­ статочно.

M j J k i u é

К О М П Р Е С С О Р Ы

ЗНАЧЕНИЕ КОМПРЕССОРА В СИСТЕМЕ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ КОМБИНИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ

В системе воздухоснабжения комбинированного двигателя компрессор подает сжатый воздух в цилиндры в требуемом ко- ^ личестве и нужных параметров.

Выше указывалось, что из лопаточных компрессоров на ком­ бинированных двигателях нашли преимущественное применение центробежные компрессоры, отличающиеся малыми габаритны­ ми размерами и массой, высокой напорностью и экономичностью. Они позволяют в одной ступени с к. п. д. порядка 0,75—0,80 [43] обеспечить повышение давления в 4—4,5 раза. Известны экспе­ риментальные центробежные компрессоры со степенью повыше­ ния давления л*к = 7,0 и выше.

В системах воздухоснабжения двигателей, особенно высоко­ форсированных, наибольшее распространение получили центро­ бежные компрессоры с полуоткрытыми рабочими колесами осе­ радиального типа. Схема проточной части компрессора, основ­ ные характерные размеры, расчетные сечения и треугольники скоростей во входном и выходном сечениях колеса приведены на рис. 11.

В качестве основных параметров, характеризующих работу центробежной ступени, обычно принимают степень повышения полного давления в ступени л*к и массовый расход воздуха G„ кг/с. Эффективность ступени обычно оценивается изоэнтропическим (адиабатическим) к. п. д., подсчитываемым по полным па­ раметрам воздуха на входе и выходе:

( 1)

Выражение (1) удобно для расчетов систем воздухоснабже­ ния комбинированных двигателей и при анализе влияния потерь в отдельных элементах ступени.

Действительно,

ввх^блвдОулЯг,

( 2)

где 0 ВХ, Обл, Од, 0ул — соответственно

коэффициенты восстанов­

ления полного давления во входном

патрубке,

безлопаточной

23

части

диффузора, лопаточном диффузоре, воздушной улитке,

тс* — степень повышения полного давления в колесе.

По

аналогии с формулой (1) связь между к. п. д. колеса и

к. п. д. ступени при условии пренебрежения теплообменом с ок-

к\

ружающей средой при движении воздуха в неподвижных эле­ ментах компрессора имеет вид

 

ft—1

 

Лад К — Лад2

(^Ч хУ У ул) * — 1

(3)

 

.

 

 

я2 А — і

 

При необходимости учесть только гидравлические

потери

в ступени (при сравнении различных ступеней между собой) ис­ пользуют политропический к. п. д. процесса сжатия

Лпол

n(k

7~

 

k(n

I I

(4) .

 

1) ’

где п — средний в процессе сжатия показатель политропы, опре­ деляемый из выражения

п —•1

24

Зависимость между

адиабатическим и политропическим

к. п. д. выражается формулой

 

 

 

 

к—1

 

т

fc—1

Я ь

1

А

Лад К —

п—1

_ _ I

 

*—1

т

п

 

п о л ---1

где Як ■—• степень повышения статического давления в ком-

Ро

прессоре.

Расчеты показывают, что разница между адиабатическим и политропическим к. п. д. увеличивается с увеличением як-

Кроме адиабатического и политропического к. п. д., для оцен­ ки напорных качеств компрессора применяют коэффициент на­ пора (гидравлический к. п. д.), представляющий собой отноше­ ние адиабатической работы сжатия

H U K = - ^ - T RTO ( я*“ - 1 k— 1

к квадрату окружной скорости и2 на наружном диаметре колеса:

яад К

н ад К

(6)

Коэффициент напора характеризует эффективность использо­ вания окружной скорости колеса для создания адиабатической работы сжатия. Для полуоткрытых осерадиальных колес турбо­ компрессоров он изменяется в весьма узких пределах (0,68—- 0,72). Поэтому им удобно пользоваться при выборе окружной скорости колеса при проектировании компрессора.

ВХОДНЫЕ ПАТРУБКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ

Входные патрубки предназначены для подвода воздуха к ко­ лесу компрессора с наименьшими потерями энергии. Обеспече­ ние равномерного поля скоростей во входном сечении колеса является основным условием для получения высокого к. п. д. колеса. Конструктивно входные патрубки часто объединяются с шумоглушителем или воздушным фильтром.

Из всего многообразия конфигураций применяемых воздухо­ подводящих патрубков можно выделить три основных типа: осе­ вой, радиально-круговой и коленообразный (рис. 12). Патрубки осевого типа применяют на турбокомпрессорах с консольным расположением колеса, что позволяет уменьшить диаметр ступи­ цы колеса D0 и тем самым наружный диаметр колеса D2 и габа­ ритные размеры ступени. Патрубки радиально-кругового типа используют и в конструкциях с наружным расположением под­

25

шипника. Коленообразные патрубки применяют при ограни­ ченных осевых габаритах компрессора. Патрубки этого типа ис­ пользуют в компрессорах, когда по условиям компоновки возду­ хоподводящей системы силовой установки необходимо осущест­ вить односторонний (реже двусторонний) боковой подвод воздуха к компрессору. Во входном патрубке компрессора иног­ да выполняют канал для отсоса картерных газов двигателя.

С целью обеспечения равномерного поля скоростей во вход­ ном сечении колеса (сечение I — /н а рис. 11) и снижения потерь энергии в патрубках им придают форму конфузоров, обеспечи­ вающих непрерывное ускорение потока вдоль оси патрубка.

Рис. 12. Схемы входных патрубков компрессоров:

а— осевого; б — радиально-кругового; в — коленообразного (углового)

Вколенообразных патрубках ускорение потока воздуха создают в основном в его осевой части, сохраняя минимальную скорость в месте поворота от радиального направления к осевому. Для обеспечения устойчивого ускоренного движения воздуха в па­ трубке на всех режимах работы компрессора отношение между

площадями входного и выходного сечений патрубка F0/F\ =

=1,5 -f- 2,5 для осевого и коленообразного патрубка н F0/Fi =

=2,0 — 3,5 для радиально-кругового. Скорость воздуха во вход­ ном сечении патрубка не превышает 30—40 м/с.

Потери энергии в воздухоподводящем патрубке компрессора оценивают коэффициентом потерь £вх, представляющим собой отношение работы, затрачиваемой на преодоление потерь в па­ трубке, к кинетической энергии воздуха в его входном или вы­ ходном сечениях:

Lг вх

(7)

Свх

2

с\

 

26

 

 

иг-200м/с

 

 

'иг =350м/с

 

T“

ш-л Q'

._____Л_____

 

* i

Q

 

 

Т1

і

 

ПТ

 

J

 

 

Г.

 

 

ш k

 

 

4,1

 

с

 

 

Н

 

 

іт т

1/

 

//|7

Ш

7/ "7

 

älAU\

Ü.L /ЛL

 

 

 

£

« ' <

♦1

<

 

 

 

 

 

 

 

 

1 11

 

 

 

П?1

 

It

 

І1t| 1

>'

<

t1

 

 

 

\

1

 

 

 

 

 

}

 

 

1

 

 

 

20

 

60

 

Л ___ !i

40

 

80

100

 

120 С1а,м/с

Cl)

Рис, 13. Результаты испытаний коленообразного входного пат­ рубка компрессора ТК-34;

а — распределение скоростей; б — распределение углов атаки; в — схема входного патрубка и расположение гребенок /, II, III для замера полного

давления; 1 — 6 — точки

замера статического

давления;

сплошные ли­

нии — минимальный

расход;

штриховые линии

— максимальный

расход;

штрихпунктирные

линии

—

средние значения

скорости

и углов

атаки

Для оценки потерь также используют коэффициент восста­ новления полного давления в патрубке

„ _

*

Р\

а вх

, .

Рз

где р*в и р \ — соответственнб'полное давление во входном и вы­ ходном сечениях патрубка (сечения 0—О и / —/ на рис. 11).

При пренебрежении сжимаемостью протекающего вдоль па­ трубка воздуха [3]

 

 

 

гѴСвхЬі,

(8)

 

 

 

к -f- 1

 

где Яі — приведенная

скорость

в выходном сечении

патрубка.

бвх

 

 

 

 

0,999

 

 

 

 

0,998

"Условные обозначения:

fa-QlST

0,997

- • - осевой, патрубок компрессора ТК=59

 

0,995

о-осевой патрубок компрессора ТК=?.3

 

" -X-коленообразный патрубок компрессора Т!'=59

 

0,995

 

0,2.

0,5

 

0,1

л і

Рис. И. Зависимости 0Вх = f(k і):

1 — расчетные кривые по формуле (11)

Потери в патрубках определяют при их продувке или совме­ стно с компрессором, или на отдельном стенде. Величина £вх для компрессоров рассматриваемого типа практически не зависит от скорости воздуха в патрубке, что указывает на автомодельность по числу Рейнольдса.

Характер течения в патрубке существенно влияет на распре­ деление скоростей перед колесом, особенно при высоких значе­ ниях приведенной скорости Д.

Как показывают эксперименты, в осевых патрубках осевая скорость практически одинакова как по длине радиуса, так и в окружном направлении.

Результаты испытаний коленообразного патрубка и распре­ деление скоростей вдоль радиуса этого патрубка приведены на рис. 13. Как видно, скорость воздуха практически равномерна по радиусу. В то же время результаты измерения полного и ста­ тического давления подтверждают существование неравномерно­ сти статического давления и осевой скорости потока в окружном направлении.

Потери полного давления

в патрубках, изображенных на

рис. 12

и 13, невелики. На рис.

14 приведены зависимости овх =

= f(Xі)

для патрубков обоих типов. Здесь же нанесены резуль-

28

тэты расчета по

формуле (8)

при значениях £вх = 0,02

и 0,027.

Экспериментальные

данные

хорошо совпадают

с

кривыми

Сих = const.

 

 

 

 

 

Влияние потерь энергии во входном патрубке

(учитываемых

коэффициентом

сгвх)

на к. п. д. компрессора ясно из формулы

(3). Кроме того, при неравномерном потоке на входе в колесо возможно уменьшение к. п. д. ті*д2-

На рис. 15 приведены характеристики компрессора ТК-34 с осевым входным патрубком и шумоглушителями двух типов.

Установка

одного

из шумоглуши­

телей приводила

к снижению

к/,

на 6%,

что

равноценно

снижению

1

 

на 8% при окружной

С К О р О -

Т *адК

 

 

 

 

 

 

 

сти

«2 лр — 350

м/с.

Как

показали

эксперименты,

размещение

на

рас­

стоянии 60 мм от

входных

кромок

колеса

компрессора

трубы

отсоса

картерных газов

двигателя

приво­

дит

к

снижению

п*к

приблизи­

тельно на 2% и к. п. д. ступени на 2—3%. В связи с отмеченным целе­

сообразно

использовать другие спо­

собы

вентиляции

картера

дизеля,

например

при

помощи

эжектора,

работающего на

 

выпускных

газах.

Параметры воздуха

в выходном

сечении

патрубка

(входное

сечение

колеса)

можно определить, если за­

даться скоростью Сі потока в этом

сечении.

Тогда

 

приведенная ско­

рость

в рассматриваемом

сечении

= Сі/сКр,

где

 

сі;р — критическая

Рис. 15. Влияние типа входного устройства

 

 

 

на пк

и п адК

 

V 6„,)П/Ь

скорость, которая может быть принята постоянной вдоль патруб­ ка, если пренебречь теплообменом с окружающей средой при движении воздуха от входного сечения патрубка к выходному. В этом случае температура торможения вдоль патрубка неиз­ менна (Г* = Г‘) и, следовательно,

29

Смотрите также файлы