Файл: Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания..pdf

V Т'

менением положения заслонки на входе в компрессор или на выходе из него изменяют расход воздуха от максимального до минимально возможного, при котором наступает помпаж. При пяти-шести положениях заслонок или расходах воздуха заме­ ряют частоту вращения ротора, параметры торможения (р* и

режима, когда заслонка выпуска воздуха в атмосферу (см. рис. 178) полностью закрыта, а заслонка перепуска воздуха в камеру сгорания открыта, уменьшение расхода воздуха через компрессор производят закрытием заслонки перепуска. Проис­ ходящее при этом падение давления перед турбиной компенси­ руется добавлением воздуха в камеру сгорания от постороннего источника, что также способствует уменьшению расхода воздуха через компрессор. Подобным способом можно изменять расход воздуха через компрессор до начала помпажа.

Увеличение расхода воздуха через компрессор по сравнению с исходным режимом (см. выше) возможно при помощи откры­ тия заслонки выпуска воздуха в атмосферу (см. рис. 178). Это приводит к возрастанию мощности, потребляемой компрессо­ ром, и сопровождается снижением давления газа перед турби­ ной, что вызывает увеличение его температуры.

Таким образом, ограничивающим параметром, не позволяю­ щим получить характеристики при максимальном расходе через

272

методики проведения аналогичной работы на стенде для испы­ тания турбин с гидротормозом в качестве потребителя мощно­ сти. В данном случае потребителем мощности является компрес­ сор, нагрузка на котором регулируется изменением расхода воздуха.

Для снятия характеристики турбины в требуемом диапазо­

к. п. д. турбины определится из баланса мощностей турбины и компрессора по следующей формуле:

При работе стенда по полуразомкнутой схеме не удается определить характеристики турбины в виде (162) или (163) в связи с зависимостью давления газа перед турбиной от режима работы компрессора. Имеется возможность получить следующие зависимости:

Рт

Зависимость (164) можно получить, если при постоянных

значениях ка ^ расход газа изменять лишь измене-

V п

нием температуры газа перед турбиной. Однако изменение Т*т

V к

Определение режимов совместной работы турбины и ком­ прессора при работе стенда по разомкнутой схеме описано в ра­ боте Д. А. Портнова [30]. При работе по полуразомкнутой схеме определение линии совместной работы турбины и компрессора принципиально не отличается от метода, изложенного в работе Д. А. Портнова [30].

По результатам испытаний строят зависимости расхода воз­ духа через компрессор от мощности, потребляемой компрессо­ ром при различных частотах вращения ротора. На эти графики наносят зависимости расхода газа через турбину от мощности при работе с теми же частотами вращения, причем мощность, развиваемую турбиной, подсчитывают по мощности компрессо­ ра. В точках пересечения кривых GK = ](А7К) и GT = f(NT) удовлетворяются все три условия совместной работы турбины и

компрессора: NT = Nк , Gт= Gк, пт= пк . Кроме того, по ре­ зультатам испытаний турбины, проведенных с целью получения

к. п. д. турбины и компрессора в точках их совместной работы.

Доводка проточной части турбины и компрессора. Исследо­ вание и доводку проточной части турбины и компрессора производят с целью определения потерь в их элементах, полей скоростей и углов направления потока, знание которых необ­ ходимо для изыскания путей повышения к. п. д. и улучшения согласования характеристик отдельных элементов.

В компрессоре большое внимание уделяют потерям во входном патрубке и полям скоростей и углов потока во входном, сечении колеса. При определении коэффициента потерь произ­ водят осреднение потока в контрольных сечениях. Осреднение параметров производят по расходу или количеству движения, или по кинетической энергии.

274

Потери в колесе также определяют по результатам измере­ ния параметров в его входном и выходном сечениях. Насадки, установленные за колесом компрессора, обтекаются потоком с высокой скоростью. Кроме того, поток нестационарный, что объясняется неравномерностью параметров выходящего из колеса воздуха. Трудность учета влияния указанных факторов

в этом случае удается наметить пути к снижению потерь. Важ­ но, чтобы оптимальный режим работы безлопаточного и лопа­ точного диффузоров при номинальной частоте вращения

ления неравномерности потока в окружном направлении, которую она может создать.

При исследованиях турбин приходится определять потери энергии во входном и выходном корпусах, а также в сопловом аппарате и рабочем колесе. Для определения коэффициентов потерь в сопловом и рабочем венцах турбины, а также углов набегания потока на лопатки рабочего колеса и условий, при которых имеет место минимум потерь с выходной скоростью, необходимо знать степень реактивности на среднем диаметре лопаток колеса. Для ее определения измеряют статическое давление в зазоре между сопловым аппаратом и рабочим коле­ сом, на ограничивающих стенках или торцовом зазоре. Знание степени реактивности у стенок дает возможность легко подсчи­ тать степень реактивности на среднем диаметре.

МЕТОДИКА ТЕРМОМЕТРИРОВАНИЯ ДЕТАЛЕЙ И ИСПЫТАНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ

Испытания на прочность турбокомпрессоров можно разде­ лить на испытания по исследованию температуры и напряжений в отдельных деталях турбокомпрессора и на длительные испы­ тания по оценке работоспособности турбокомпрессора в целом.

Если первые обычно непродолжительны, то вторые по дли­ тельности должны быть соизмеримы с заявленным моторесур­ сом турбокомпрессора и производятся на стендах и двигателях.

Можно рекомендовать следующий порядок проведения ис­ пытаний:

уточнение температурных условий работы деталей турбо­ компрессоров, так как только значение фактического уровня

температуры деталей и степени ее неравномерности позволяет убедиться в правильности выбора материалов деталей и выпол­ нить более достоверный их расчет на прочность с учетом темпе­ ратурных напряжений;

исследование вибропрочности лопаточных аппаратов, рабо­ тоспособности подшипников, уплотнений, корпусных деталей; длительные испытания турбокомпрессора с целью проверки

его работоспособности.

Наиболее распространенным методом измерения температу­ ры деталей как вращающихся, так и неподвижных является применение термопар, привариваемых к поверхностям детали, или зачеканенных в отверстиях, просверленных на различную глубину (если требуется определить распределение температу­ ры по толщине детали).

Температуру деталей измеряют при различных режимах работы двигателя, включая пусковые и режимы с резким изме­ нением нагрузки. Если установившуюся температуру фиксиру­ ют электронными потенциометрами ЭПГ1-09, то для измерения быстро меняющихся температур применяют различные шлейф­ ные осциллографы.

Кроме термопар, температуру измеряют другими способами, в частности при помощи термокрасок, плавких вставок и др.

Напряжения, вызванные резонансными колебаниями, опре­ деляют обычно в лопатках и дисках рабочих колес турбомаши­ ны, вращающихся направляющих аппаратов компрессоров и вращающихся спрямляющих аппаратов радиальных турбин.

Работу выполняют в следующем порядке:

исследуют собственные частоты колебаний, формы колеба­ ний и распределение напряжений в различных сечениях с целью определения точек максимальных напряжений при различных формах колебаний. Исследования выполняют на специальном вибростенде;

определяют напряжения в деталях при вибрации путем их

лопаток или дисков на пленке шлейфного осциллографа (обычно типа Н102 или Н115) записываются процессы колебаний

сом колебаний и регистрации момента наступления резо­ нанса.

В процессе испытаний, изменяя параметры газа перед тур­ биной, можно менять частоту вращения ротора от минимальных значений (2000—3000 об/мин) до предельно допустимых. При

276