15 Выбор параметров наддува транспортных двигателей

В соответствии с заданной мощностью двигателя:

1) Определяют расход G_в и параметры воздуха, подаваемого в ДВС:

на выбранном режиме работы ( , , промежуточный режим).

2) Определяют необходимую степень повышения давления наддува

где

При наличии ОНВ вместо подставляют значение , которым обычно задаются (для дизелей не ниже 50-60°С из условия надлежащего смесеобразования и сгорания, особенно на малых нагрузках). При охлаждении воздуха охлаждающей жидкостью ДВС . Без ОНВ уравнение для решают подбором вместе с уравнением . Величиной, как и другими параметрами задаются в соответствии с типоразмером компрессора (турбокомпрессора).

3) Определяют

;

значения и используют при расчете охладителя наддувочного воздуха.

1. Определяют мощность компрессора

Расчитывают привод компрессора, мощность, передаваемая приводом

При газотурбинном наддуве мощность турбины

Задаются значением , или подсчитывают по изложенной ранее методике и определяют показатели турбины из уравнения:

Далее следуют в зависимости от варианта системы наддува.

При свободном турбокомпрессоре параметры турбины ( ) определяют из соответствующего балансного уравнения.

При регулируемом наддуве автотракторных ДВС основные параметры наддува обычно определяют для режима ( ), задаваясь значениями

Для режима задаются значением или α (часто ) и определяют величину , необходимую для привода компрессора на этом режиме ДВС. Возможно подбором α выбирать значение , обеспечивающее получение ДВС.

а) Если выбирают систему регулирования перепуском части газа мимо турбины, определяют расход газа , обеспечивающий получение необходимой мощности турбины; разница расходов

должна быть отведена через перепускной клапан, эффективное проходное сечение которого подсчитывается как:

Далее по типу перепускного клапана оценивают величину коэффициента расхода клапана μ, определяют проходное сечение и размеры клапана. Проектируют механизм привода и управления клапана.

б) Если выбирают систему регулирования с сопловым аппаратом изменяемой геометрии (РСА), подсчитывают для режимов и _. Диапазон изменения до даст пределы регулирования при конструировании РСА.

При механической связи турбокомпрессора с валом ДВС диапазон мощности, передаваемой механическим (электрическим) приводом будет лежать в интервале от до ( ).

16 Газодинамический расчет турбокомпрессора

При выборе параметров наддува определяют, задаваясь значениями определяют величину расхода воздуха , расчитывают значение , напор компрессора , турбины , эффективное проходное сечение турбины .

По величине подсчитывают окружную скорость периферии колеса центробежного компрессора.

Значением напорного адиабатного КПД компрессора можно задаться на основании таблицы:

	компрессор с диффузором
	безлопаточным	лопаточным
85-110	0,58-0,63	0,65-0,68
140-180	0,63-0,65	0,66-0,66
230-300	0,63-0,65	0,68-0,70
340-380	0,64-0,66	0,68-0,71
500-650	0,65-0,68	0,7 -0,73

Можно воспользоваться рекомендацией (см. Использованная литература, [5]) в виде , где , а - так называемый коэффициент полной работы, подсчитываемый по формуле.

Здесь - коэффициент расхода, равный отношению осевой скорости на входе в колесо компрессора к окружной скорости колеса . Обычно значения соответствующие минимальным потерям, находятся в диапазоне 0,25-0,35. Меньшие значения выбираются для колес загнутыми назад лопатками, большие — для радиальных лопаток.

– угол наклона лопатки у внешней окружности колеса. Обычно выбирают в интервале 50-90°. Значения принимают 50-100 м/с.

Схема центробежного компрессора, обычные соотношения элементов проточной части и план скоростей потоков в компрессоре представлены ниже.

Подсчитывают параметры воздуха на входе в колесо.

- КПД входной части, ;

Плотность воздуха на входе в колесо

Схема центробежного компрессора

Обычные соотношения элементов проточной части компрессора

План скоростей потоков в компрессоре

Определяют:

Определяют:

Находят

Обычно

По D₂ и u₂ находят , мин.^-1

Примечание: размер D₂ можно определить из типоразмера турбокомпрессоров (по каталогам фирм-изготовителей) по величине G_o и π_K.

Задаются числом лопаток компрессора Z (~10÷23). Проверяют возможность размещения их на колесе по формуле

S_л – расстояние между соседними лопатками по нормам на диаметре D_o в сечении 1-1, перпендикулярном оси колеса (не менее 3-5мм).

∆_л — толщина лопатки у корня в нормальном сечении на диаметре D_o (определяется по толщине лопатки на диаметре D₁, равной 0,5÷1мм и углу уширения лопатки, равному 3-5°).

примерно 43-44°

Определяют коэффициент мощности:

Подсчитывают коэффициент напора ;

– коэффициент, учитывающий трение потока о лопатки.

Сопоставляют подсчитанные значения с выбранными в начале расчета. При расхождении более 2-3% повторяют расчет с полученным значением .

Определяют окружную скорость на диаметре :

Подсчитывают (уточняют) угол входа в колесо:

; i - угол атаки =8-10°

Подсчитывают окружную скорость на выходе из колеса (на d₂).

:

Угол выхода потока из колеса (относительно касательной)

;

Абсолютная скорость выхода из колеса

Температура воздуха на выходе из колеса

Давление воздуха за колесом

Абсолютный КПД процесса сжатия воздуха в колесе

Меньшие значения относятся к меньшим размерам колес.

Плотность воздуха за колесом:

Высота лопатки на выходе из колеса:

Здесь - коэффициент стеснения потока на выходе из колеса.

Относительная высота лопатки

(обычно 0,05 0,07)

Ширина безлопаточного диффузора на входе в него

где ∆≈0,5мм

Радиальная составляющая скорости на входе в диффузор

Ширина безлопаточного диффузора на диаметре D₃ (или D₄ при отсутствии лопаточного диффузора ) составляет

D₄ принимается: - для безлопаточного диффузора;

- для лопаточного диффузора.

Если за диффузором имеется улитка (1), то b₃=0,7·b₂; при кольцевом сборнике (2) b₃=0,8·b₂.

(1) (2)

Радиальный зазор между колесом и корпусом δ≈1мм.

Окружная составляющая скорости воздуха на выходе из безлопаточного диффузора (БЛД):

Радиальная составляющая скорости воздуха на выходе из БЛД:

в первом приближении считаем ρ₄=ρ₂.

Тогда абсолютная скорость воздуха на выходе из БЛД:

Температура воздуха на выходе из БЛД:

Давление воздуха на выходе из БЛД:

Адиабатический КПД диффузора:

Меньшие значения для большие - для

Иногда считают как

Окончательно плотность воздуха на выходе из диффузора

Улитка компрессора (компрессор с безлопаточным диффузором):

Окончательное повышение статического давления происходит в улитке компрессора. Улитка расчитывается из условия постоянства параметров потока по периметру диффузора. В каждом поперечном сечении улитки параметры потока подчиняются закону постоянства циркуляции (точнее ; - радиус центра масс сечения улитки).

Для выходного сечения улитки при φ=360°

Температура воздуха на выходе из улитки подсчитывается по формуле:

Скоростью на выходе из улитки может задаваться (порядка 30-40м/с) исходя из средней скорости поршня наддуваемого поршневого двигателя и отношения площади поршня к площади сечения выходного патрубка улитки. Если размеры улитки не позволяют снизить скорость С₅ до желаемой, выходной патрубок может быть дополнен диффузором между улиткой и впускным трубопроводом двигателя.

Площадь сечения на выходе из улитки (патрубка):

- адиабатический КПД улитки. Меньшие значения относятся к улиткам с уменьшенным наружным диаметром.

В результате расчета полный напор в компрессоре:

Адиабатический напор:

Адиабатический КПД:

Сопоставляют полученное значение с выбранным в начале расчета. В случае расхождения (более ~3%) выбирают полученное в расчете значение и повторяют расчет.

Частота вращения колеса компрессора:

Мощность, необходимая для привода компрессора:

Профилирование колеса компрессора

Рис. 16.1

Построение меридиональных обводов колеса компрессора производится по расчитанным величинам D₁,D₀,b₂.

Внешний обвод обычно выполняется по радиусу, сопрягающему входной диаметр и касательную, проходящую под углом ε через точку А. Угол ε выбирается равным 10-15° и соответствует углу сужающейся части безлопаточного диффузора.

При построении внутреннего контура канала часто используется линейный закон изменения суммарной площади каналов по их длине (См. линия 1 Рис.16.1). В последние годы закон изменения суммарной площади каналов задается либо на основании расчетных, либо экспериментальных данных с целью получения минимальных гидродинамических потерь при течении потока в колесе (кривые 2 и 3, Рис. 16.1). Для построения внутреннего контура в канал касательно к внешнему контуру вписываются окружности соответствующего диаметра, и затем проводится огибающая кривая. Длина канал определяется вдоль линии, соединяющей центры вписанных в канал окружностей. Под суммарной площадью каналов понимается площадь боковой поверхности конуса с образующей h.

Профиль лопатки колеса обычно задается на развертке одного из цилиндрических сечений.

Рис. 16.2

В качестве исходных данных используют угол лопатки на входе β_1л на диаметре развертки и угол δ, образованный лопаткой с диском колеса. Угол δ может выбираться от 50° до 100°, а окружная длина лопатки L- (0,9-1,1) от величины . Скелетная линия лопатки может быть описана различными линиями: дугой окружности, полиномом и т.д.

В сечении, перпендикулярном оси колеса (рис.) среднюю линию обычно описывают дугой окружности, сопряженной с радиальным отрезком. Радиус дуги лопатки определяется по формуле

Угол β_2л обычно бывает переменным вдоль оси колеса, увеличиваясь к входному сечению до 90°. Образующие стенки и корытца лопаток могут быть прямолинейными или криволинейными. Входная кромка лопатки выполняется заостренной или округленной малым радиусом.

Схема радиально-осевой турбины

Основные соотношения элементов проточной части турбины

, где - радиальная протяженность целевого конфузора

Высота лопатки на входе в рабочее колесо турбины

– степень радиальности турбины

План скоростей потоков в турбине

Основные параметры турбины

1. Расход газа

2. Внутренний КПД турбины

3. Напор, срабатываемый в турбине

4. Относительная величина адиабатического перепада температур в турбине

5. Температура газов за турбиной

6. Степень понижения давления газов в турбине

или

7. Давление газов перед турбиной

8. Плотность газа перед турбиной

9. Наружный диаметр колес турбины выбирают примерно равным наружному диаметру колеса компрессора _. Если , то

10. Теоретическая скорость газов

11. Относительная окружная скорость газа

12. Плотность газа на выходе из колеса

13.Коэффициент радиальности . Задается в интервале μ=0,58 0,65.

14. Угол между касательной и направлением абсолютной скорости входа газа в колесо. Оптимальное значение =15-25°. В реальных конструкциях =25-30°. Угол выходной скорости обычно равен 85-100°, что обеспечивает минимальные потери с выходной скоростью. Отношение меридиальных скоростей равно 0,9-1,2.

Оптимальный относительный средний диаметр колеса на выходе =0,5-0,6.

Коэффициент скорости в направляющем аппарате

Коэффициент скорости в колесе турбины

Степень реактивности турбины

- напор, срабатываемый в направляющем (сопловом) аппарате.

- напор турбины

- к.п.д. на окружности колеса турбины.

Напор, срабатываемый в направляющем аппарате (НА) турбины

Скорость газа на выходе из НА

Безлопаточный НА турбины состоит из подводящего патрубка, улитки и щелевого конфузора. Радиальная протяженность щелевого конфузора может быть принята

Ширина (длина) лопатки турбины :

- относительное значение.

Обычно в автотракторных ТКР

- не более 0,95.

Скорость газа на входе в щелевой конфузор

Напор, срабатываемый в улитке

Температура газа на выходе из улитки

Давление газов за улиткой

Плотность газа на выходе из улитки

Начальное сечение улитки

Ширина щелевого конфузора

Высота лопатки колеса

- зазор между лопатками колеса и корпусом ( )

Диаметр колеса турбины на выходе

- степень радиальности

Угол потока газа на выходе из колеса

- коэффициент стеснения лопаток

Угол лопатки на выходе колеса турбины

Коэффициент напора турбины:

Эффективное проходное сечение турбины