Файл: Взоров, Б. А. Форсирование тракторных двигателей.pdf

в ккал/кг;

(paL0—действительное количество воздуха в кг на 1 кг топлива с учетом продувки (коэффи­ циент ср).

Индикаторный к. п. д. при наддуве понижается в результате уменьшения степени повышения давления К (о чем будет сказа­ но подробнее в гл. IV), несмотря на увеличение давления сго­ рания р:. С целью снижения термических и динамических на­ грузок на детали максимальное давление должно ограничи­ ваться. Это осуществляется за счет некоторого уменьшения угла впрыска или степени сжатия и соответствующего повышения степени предварительного расширения р1Г. р. Индикаторный

У Д с Л Ь Н Ы И р П С Х О Д ТО П ЛИ ВА

632

получается завышенным. Некоторая компенсация этого увеличе­ ния получается благодаря увеличению а.

Исследования рабочего процесса тракторных дизелей с тур­ бонаддувом и неразделенными камерами показывает, что при среднем эффективном давлении р,.= 8.5 кгс/см2 индикаторный расход топлива равен примерно 135 г/л.с.-ч. Однако из форму­ лы (16) следует, что индикаторный к. n-д. является лишь одним из параметров, определяющих эффективный к. п.д.

Эффективный к. п.д. зависит от механического к. п.д. tjm, который зависит от среднего давления механических потерь рм. 1Г п среднего индикаторного давления:

Среднее давление механических потерь рм. п с изменением среднего эффективного давления рс изменяется незначительно. Однако, как будет сказано в глIV, это исследовано только при относительно небольших давлениях рс, имеющих место в дизелях без наддува. С увеличением равленпя рс до величии, получаемых при наддуве, можно ожидать рост механических потерь. Одно-

П

временно при наддуве и отношении — > I происходит уменьше-

Рг

ние механических потерь за счет снижения потерь на насосные ходы. Это учитывается вторым членом уравнения (16), в кото­ ром, кроме разности работы газов в турбине и потребляемой работы на сжатие воздуха в компрессоре, есть еще слагаемое,

представляющее работе насосных ходов. Эта работа при — <

Рг

<1 отрицательна и потому уменьшает эффективный к. п.д.

С увеличением — работа насосных ходов уменьшается п эф-

Рг

фектпвпый к. п.д. возрастает. При — > 1 работа насосных ходов

Рг

становится положительной и еще более увеличивает гр- В ре­ зультате эффективный расход топлива при турбонаддуве

032

§е

Пример форсирования наддувом тракторного дизеля с нераз­ деленной камерой. В качестве примера рассмотрим влияние па параметры рабочего процесса форсирования наддувом дизеля с неразделенной камерон. Применяемая па некоторых тракторных дизелях камера в поршне типа ЦНИДИ обеспечивает создание автономного вихря воздушного заряда при сжатии и не требует закрутки воздушного заряда ео впускном канале перед входом в цилиндр. Практика показывает, что объем этой камеры V'K

должен соответствовать отношению — - яэ 0,8, где 1% — объем

П

всей камеры сжатия- В соответствии с этим в ИДТИ была спро-

52

ектирована камера ЦНИДП для дизеля с диаметром цилиндра 130 мм и ходом поршня 140 мм применительно к дизелям ЛМЗ, обеспечивающая степень сжатия 8 = 16. Форма камеры показана штриховой линией на рис. 27. При правильно подобранном за-

тня е= 16 применение умеренного наддува дает увеличение pz и снижение жесткости процесса dp/dy па всем диапазоне иссле­ дованных углов опережения впрыска. При этом выигрыш в топ­ ливной экономичности gc составляет примерно 5 г/'л. с-ч.

Рис. 28. Влияние угла опережения впрыска на давление сгорания и жест­ кость процесса при степени сжатия е=16:

Для обеспечения постоянства нагрузок на детали степень сжатия в была снижена до 14,5 путем расточки камеры до раз­ меров, показанных сплошной линией на рис. 27. Влияние сни­ жения степени сжатия па удельный расход топлива и на тем­ пературу отработавших газов, определяющую работу газов в турбине, видно из рис. 29. показывающего зависимость указан­ ных параметров от давления наддува при двух степенях сжа­ тия. Эти данные иллюстрируют малое влияние на приведенные параметры изменения степени сжатия от 16 до 14,5. Снижение удельных расходов топлива в сравнении с расходами, показам-

53

иымн на рис. 28, объясняется отсутствием датчика для нндпцированпя, ухудшающего процесс. Вместе с тем снижение степени сжатия позволило получить при наддуве с рк = 1,35 кгс/см2 па­ раметры процесса, представленные на рис30. Для сравнения здесь же нанесены результаты при е= 16.

2

г

Рис. 29. Влияние давления наддува на показатели рабо­

Рк~1

Как видно, при переходе на степень сжатия 14,5 во всем диапазоне обследованных углов впрыска наблюдается снижение p z примерно на 5—6 кгс/см2. Жесткость процесса также умень­ шилась, но только при больших углах опережения впрыска.

р г, кгс/см2 кгс/(см2 град )

L -

Рис. 30. Влияние утла опережения впрыска на давле­ ние сгорания и жесткость процесса при различных степенях сжатия:

Таким образом, снижение степени сжатия позволило сохра­ нить рг = 80 кгс/см2 при угле опережения впрыска 26°, что обес­

печивает также сохранение жесткости, соответствующей степени сжатия, равной 16.

54

Индикаторные расходы топлива gy при работе с наддувом и без него в зависимости от среднего индикаторного давления Pi и коэффициента избытка воздуха а показаны на рис. 31. При­ веденные данные показывают, что индикаторные расходы топли­ ва при наддуве и одинаковых значениях а, как уже упомина­ лось ранее, повышаются в сравнении с расходами без наддува.

дь г/и.п.с.ч

Рис. 31. Влияние наддува при пониженной степени сжатия на индика­ торный удельный расход топлива g c

---------- с наддувом р к —1.35 кгс/см:; ---------------без наддува

При одинаковых средних индикаторных давлениях наблюдается обратное явление — расходы при наддуве ниже, что является следствием повышения а.

Понижение степени сжатия при наддуве следует определять только с учетом обеспечения требуемых пусковых качеств ди­ зеля.

5. ОСНОВЫ РАСЧЕТА ФОРМЫ И РАЗМЕРОВ РАДИАЛЬНОЙ ИМПУЛЬСНОЙ ТУРБИНЫ ТУРБОКОМПРЕССОРА

Одним из приближенных методов расчета радиальной им­ пульсной турбины является метод ЦНИДИ, при котором исхо­ дят из условий работы турбины при постоянном давлении. В качестве расчетных принимают средние значения секундного расхода газа Gc. г п напора Ят.ад, умноженные на соответствую­ щие коэффициенты Kg и Ки. В тракторной промышленности применяется разработанная НАТИ приближенная методика рас­ чета центростремительных турбин газотурбинных двигателей с использованием поправочных коэффициентов, полученных экспе­ риментально на тракторных дизелях. Недостатком расчета тур­ бины по средним параметрам газа является невозможность оце­ пить ее действительный к. п.д.

В связи с этим разработан более сложный метод определе­ ния к. п.д. турбины по мгновенным значениям давления и тем­ пературы отработавших газов дизеля, базирующийся на исполь­ зовании электронно-вычислительной техники.

Приближенный расчет начинают с определения параметров компрессора. Секундный расход воздуха на входе в дизель

^... N,gPа -14,4 m

55

где фпр — коэффициент продувки дизеля;

G'c. „ — секундный расход воздуха, участвующего в сго­ рании.

Показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре

к — 1 Чк.ад

’lK.il

Степень повышения давления в компрессоре

Адиабатический напор в компрессоре

( ы

я к.з д = № , 5 T 0\ n Kk - 1

По расчетным напору и расходу воздуха в соответствии с ГОСТом 9658—66 можно выбрать диаметр колеса компрессора, а следовательно, и турбины, поскольку они обычно равны. За­ тем рассчитывают параметры турбины.

Секундный расход газа через турбину в кг/с

Задаться значением гуп,- можно, исходя из того, что к. п.д. турбокомпрессора равен произведению адиабатического к. п.д.. компрессора г|к.0д па эффективный к. п.д. турбины (т]ой,т. е.

Обе величины, входящие в правую часть уравнения (18), ре­ гламентируются ГОСТом па турбокомпрессоры тракторных ди­ зелей. В первом приближении эти величины выбирают по ГОСТу, а в дальнейшем величина Ят. ад по формуле (17) может быть уточнена методом последовательных приближений.

Затем определяют параметры газа в турбине. Относительный адиабатический перепад температур газов в турбине

л7 — Ят-ад

Шт пя - Ш-Тт

где Гт — температура отработавших газов.

Степень расширения газов в турбине ят определяется по таблицам газодинамических функций в зависимости от значе­ ния Д7Т. ад-

Давление газов перед турбиной

Pi' Рг^т

Плотность газов перед турбиной

Плотность газов за турбиной

Входящий в уравнение (19) к. п.д. турбины па окружности колеса т)„ является одним из основных показателей правильно­ сти выбора конструктивных параметров колеса турбины. Зада­ ча расчета сводится к тому, чтобы обеспечить наибольшее зна­ чение тщ. Для определения значения р,- достаточно принять ц и — = 0,75—0,80, уточнив его последующим расчетом. Поскольку у большинства турбокомпрессоров тракторных дизелей диаметры колеса компрессора и турбины равны, одинаковыми будут и окружные скорости у обоих колес нт= пк. Окружная скорость колеса

где II — коэффициент напора, который для центробежных ком­ прессоров обычно лежит в пределах 0,57—0,63.

По окружной скорости можно определить диаметры обоих колес и сравнить их со значениями, рекомендуемыми ГОСТом (Dr = D.„). Теоретическая окружная скорость

C» = V 2gH т.ад ■

Отсюда относительная окружная скорость

Относительную окружную скорость лучше выразить через расходы воздуха и газа. Проводя приближенный расчет по ме­ тодике ЦНИДИ, в это уравнение следует ввести поправочный коэффициент напора К„, принимаемый для четырехтактных ди­ зелей равным 1,12Тогда

.г .к

2К„ Щ.» '

Предварительно определенные величины дают возможность перейти к анализу основного расчетного уравнения, связывающе­ го к. п.д. на окружности колеса тр, с геометрическими парамет­ рами проточной части турбины. Для этой цели используется уравнение Балтера, преобразованное для удобства графо-анали­ тического анализа:

58