ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 21.10.2024
Просмотров: 72
Скачиваний: 0
D-It D‘>, Dm— наружный, наружный иа выходе, вту лочный диаметры колеса турбины;
ф — коэффициент скорости на рабочем ко лесе;
р2 — угол, определяющий направление от носительной скорости на выходе из ра бочего колеса на среднем диаметре.
Анализ уравнения (20) показывает, что к. п.д. на окружно сти колеса гр, зависит в основном от трех конструктивных пара
метров: |
ai, [х, р2. Коэффициенты |
скорости |
ср |
и |
ф |
опреде |
|||||||||
ляют потери и в топ или иной |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
степени зависят от конструк |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
тивных параметров. |
|
сво |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Последующий |
расчет |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
дится |
к |
тому, чтобы выяснить |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
влияние каждого из трех упо |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
мянутых конструктивных пара |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
метров на значение гр, |
и |
вы |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
брать их оптимальное значе |
Рис. |
32. Зависимость |
|
множителя |
2 |
||||||||||
ние, |
обеспечивающее |
макси |
|
||||||||||||
мальное |
значение |
ip,. |
(20) |
входит |
в первое |
подкоренное вы |
|||||||||
Угол |
ср в уравнении |
||||||||||||||
ражение. |
Если его |
обозначить |
Z, |
а |
величину |
cp2cos2ai = у, |
то |
||||||||
подкоренное выражение примет вид |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
Z |
= |
л / |
_____"_____ |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
V |
(1 — Ф3) -Ь £/ |
|
|
|
|
|
|
|||
Максимальное |
значение |
Z |
наблюдается |
при |
наибольшем |
||||||||||
значении |
у. Если считать коэффициент скорости постоянной ве |
||||||||||||||
личиной, |
не зависящей |
от |
ср, |
как |
это делается |
|
в |
некоторых |
|||||||
расчетах, |
то наивыгоднейшим направлением скорости входа |
||||||||||||||
газа иа колесо будет тангенциальное |
((р = 0). |
В действительно |
|||||||||||||
сти же с уменьшением |
угла |
ср |
коэффициент |
скорости |
также |
||||||||||
уменьшается. В связи с этим необходимо ввести поправку на основании имеющихся в литературе данных.
На рис. 32 показана зависимость множителя Z от угла ср, как при cp = const = 0,92, так и при ф=/(ср). Вторая зависимость показывает, что максимальное значение Z лежит в узком диа пазоне углов ср= 15-г-25°. Это соответствует практическим данным.
Два других основных конструктивных параметра р и р2 свя заны между собой. Эта связь заключается в том, что для како го-либо определенного рабочего колеса зависимость |32 от диа метра из конструктивных и технологических соображений обыч
но определяется выражением |
|
tgP202 = const, |
(21) |
где р' — конструктивный угол выхода газа |
на диаметре D'0 . |
Если колесо проектируется заново, целесообразно рассмот реть и сопоставить несколько вариантов колес, исходя из соот
ношения (21)- Угол выхода струи газа на среднем диаметре определяется
из уравнения |
|
|
|
|
|
р |
^ ягсЦ |
/ |
, |
£>о \ |
. |
, 8 р2 _ |
^ |
||||
На рис. 33 показаны зависимости |
к. п.д. ip, от параметра р |
||||
(при. jc= 0.55; « 1 = 22°; |
ср=0,92; |
г|>= 0.86 и / = 0,132) для четырех |
|||
вариантов рабочих колес, отличающихся углами (З2. Как видно.
Рис. 33. Зависимость |
ч„ |
от степени |
Рис. 3-1. Зависимость |
степени реак- |
|||
раднальностн и при ,v = 0,65 |
ции р от |
степени |
радиальности ц |
||||
|
|
|
|
при .у = 0,65 |
|||
приемлемые значения |
р,, получаются при значениях |
132 = 35^-38° |
|||||
и р = 0,55-3-0.58. |
Для |
окончательного выбора |
этих |
параметров |
|||
необходимо определить степень |
реакции |
р, |
характеризующую |
||||
долю энергии, преобразуемой из потенциальной в кинетическою в направляющем аппарате, где потери меньше, чем в колесе. Исходя из этого желательно иметь большее значение
( I —Гр'2) "|" ф2 COS2 CCj
На рис. 34 показано влияние р и (З2 па степень реакции р. Увеличение этих конструктивных параметров снижает р. Выбор
40
величин |.i и |32 должен обеспечивать высокое значение iiu и при емлемое значение р.
На рис35 приведена зависимость п,, от р для четырех раз ных значении j при сохранении остальных параметров неиз менными. Расчет выполнен для варианта колеса с (3 = 3703(У при р = 0,58. Как видим, при / = 0,132 к. п.д. гр, растет с увеличением р. При значительном уменьшении значения / значение r|u с ро стом р уменьшается. Уменьшение параметра / может произойти при увеличении окружной скорости колеса турбины (повышение-
давления наддува), при умень |
|
||||||
шении расхода |
газов |
п |
при |
|
|||
увеличении |
диаметра |
колеса. |
|
||||
Давление наддува и расход га |
|
||||||
зов зависят от параметров ди |
|
||||||
зеля и служат |
исходными при |
|
|||||
расчете |
турбины. |
Увеличивать |
|
||||
диаметр |
колеса |
турбины |
для |
|
|||
турбокомпрессора |
тракторного |
|
|||||
дизеля |
нецелесообразно, |
так |
|
||||
как это приводит к ухудшению |
|
||||||
приемистости, увеличению га |
|
||||||
баритных |
размеров, |
массы, |
|
||||
трудоемкости н |
себестоимости |
Рис. 35. Зависимость ц,, от степени |
|||||
турбокомпрессора. |
Более |
пра |
радиальности р при различных зна |
||||
вильный |
путь — выбор |
наивы |
чениях j |
||||
годнейших значений ц и РгРезультаты проведенного анализа влияния параметра / на
характер зависимости тр, от ц следует иметь в виду при иа- стройке турбокомпрессора на режим максимально! о крутящент момента тракторного дизеля, если необходимо повысить коэффи циент приспособляемостиНа режиме максимального крутящего момента вследствие уменьшения частоты вращения дизеля носравнепню с частотой вращения на номинальном режиме умень шается расход газа Gc.r- С уменьшением расхода 1 аза сни жается скорость со, но в меньшей степени, так как при этом рас тет среднее эффективное давление п повышается температура, газов перед турбиной. Следовательно, параметр / полу чае гея меньшим, чем на номинальном режиме. Поэтому для настройки турбокомпрессора па режим максимально крутящею момента целесообразно выбирать меньшие степени радиальности р, чем
те, которые были |
бы оптимальны для номинального режима. |
В том случае, |
когда имеется экспериментальная пли ^рас |
четная диаграмма давлений во впускном коллекторе, может оьиь проведен уточненный расчет импульсной турбины по мгновен ным значениям параметров газа, специально запрограммирован ный для вычислительной машины. При этом для определения мгновенных значений искомых параметров пользуются приве денными уравнениями, а суммарное значение к. п. д. на.
0!
окружности колеса за цикл определяют интегральным урав
нением
Т,
Сопоставляя полученные значения ц,, для разных вариантов рабочих колес, можно выбрать напвыгодпейшпс конструктивные параметры по уточненным данным, не прибегая к поправочным коэффициентам.
6.ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ КОНСТРУКЦИИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
Сначала применения турбопаддува па автотракторных дизе лях конструкция турбокомпрессоров претерпела существенные изменения. На первых этапах производства малоразмерных тур бокомпрессоров использовались идеи, перенесенные с больших турбомашнн, в которых имелось большое количество деталей. Типичными для этого периода являются ранние модели турбо
компрессоров фирм MAN, CAV, Эбершпехер, ККК (Кгонле, Копи и Кауш).
В процессе конструирования, производства и эксплуатации малоразмерных турбокомпрессоров совершенствовалось их кон структивное исполнение. В основу конструирования было поло жено обеспечение высокой надежности в сочетании с низкой стоимостью изготовления и эксплуатации. Упрощение конструк ции турбокомпрессоров привело к снижению числа наименова ний деталей до 12—15, включая нормализованные. При этом срок службы турбокомпрессоров значительно превысил срок службы дизелей до первого капитального ремонта и составил не менее 5000 ч. Незначительная стоимость турбокомпрессоров по зволяет при необходимости производить их полную замену.
При сохранении общей компоновки турбокомпрессоров — консольном расположении колеса турбины и компрессора суще ственно изменилась конструкция среднего корпуса, в котором размещаются подшипники вала.
Широко применяется клеммовое соединение среднего кор пуса с корпусом турбины пли компрессора. Внутренние полости среднего корпуса, по которым масло поступает к подшипникам, выполняют полностью механически обработанными, что облег чает очистку их после литья.
Водяное охлаждение среднего корпуса в современных моде лях, как правило, не применяется.
Упрощена и защита корпуса подшипников от теплового по тока, идущего от турбины. Как правило, она ограничена приме-
62
пением одного внутреннего теплового экрана. Находят приме нение также наружные тепловые экраны, защищающие корпус компрессора от нагрева лучеиспусканием, исходящим от корпу са турбины. Разработаны новые более эффективные уплотнения как гидродинамического, так и контактного типа. Последние выполняются в виде разрезных колец по типу поршневых и обеспечивают надежную работу узла подшипников при окруж ных скоростях рабочих поверхностей до 100 м/с.
В конструкции роторов турбокомпрессоров также произошли изменения. Вместо шпоночных соединений колес компрессора с валом введены самокоптрящнеся ганки с фиксатором. Наиболь шее распространение получили узлы подшипников с вращающи мися втулками, что снижает относительные скорости вращения в подшипнике и позволяет обеспечить самоустаиаиливаемость ротора.
Анализ узлов подшипников показал, что, несмотря па боль шое разнообразие конструктивных форм, их размеры изменя ются в узких пределах. Так, например, диаметр вала подшип ника находится в пределах 0,14—0,19 от диаметра рабочих колес, длина втулок подшипников равна 0,62—0,8 от диаметра вала в подшипнике.
Всеобщее распространение получила смазка подшипников турбокомпрессора от системы смазки дизеля с принятой на ди зеле системой фильтрации.
Наиболее действенным способом улучшения приемистости дизелей с наддувом является снижение момента инерции ро тора. Облегчение ротора достигается выполнением глубоких выемок между лопатками на наружной части диска и уменьше нием толщины лопаток.
Большое значение имеет правильная установка турбокомп рессоров на дизель. Одним из наиболее распространенных спо собов размещения турбокомпрессора является его крепление не посредственно к выпускному коллектору. Для компенсации теп ловых расширений входные и выходные патрубки турбокомпрес сора соединяют шлангами или сильфонами.
За период освоения и широкого развития наддува в зару бежном тракторном двигателестроешш разработано большое число унифицированных семейств турбокомпрессоров, выпуск которых освоен рядом специализированных фирм. Такими круп ными фирмами являются: а) объединение фирм Швитцер (США), Хольсет (Англия), ККК (ФРГ); б) фирмы Эйризерч (США) и Ротол (Англия) — по лицензии; в) фирма Эбершпехер (ФРГ); г) объединение Томсон, Рамол Вулдридж (США) и ряд других фирм и объединении.
Несмотря на многообразие конструктивного исполнения от дельных моделей турбокомпрессоров, выпускаемых разными фирмами, всем нм в той или иной степени свойственны общие принципиальные конструктивные решения.
СЗ