2088

Ю.П. Макушев, С.В. Корнеев, В.В. Рындин

АГРЕГАТЫ НАДДУВА

ДВИГАТЕЛЕЙ

3

Федеральное агентство по образованию РФ Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

Ю.П. МАКУШЕВ, С.В. КОРНЕЕВ, В.В. РЫНДИН

АГРЕГАТЫ НАДДУВА ДВИГАТЕЛЕЙ

Учебное пособие

Омск Издательство СибАДИ

2006

4

ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение………………………………………………………………………... 4

1.Общие требования к оформлению расчётно-пояснительной записки и задания для расчета турбокомпрессора………………………………………... 5

2.Основные уравнения газовой динамики, их применение при расчете компрессора и турбины………………………………………………….……… 6

3.Связь эффективной мощности двигателя с расходом и плотностью воздуха…………………………………………………………………….……... 12

4.Методика расчёта компрессора и турбины…………………………….…….... 15

4.1.Назначение турбокомпрессоров, их устройство и классификация………….. 15

4.2.Пример задания для расчета турбокомпрессора……………………….……... 17

4.3.Центробежный компрессор…………………………………………………….. 18

4.3.1.Устройство центробежных компрессоров…………………………………….. 18

4.3.2.Пример расчёта центробежного компрессора………………………….……. 21

4.4.Радиальная центростремительная турбина……………………………….….... 30

6

ВВЕДЕНИЕ

История применения наддув двигателей внутреннего сгорания началась в 1905 г., когда инженер Альфред Бюхи соединил поршневую и лопаточную машины. Суть его изобретения заключалась в том, что отработавшие газы направлялись на лопатки осевой турбины, которая была расположена на одном валу с двигателем и способствовала дополнительному повышению его мощности.

В настоящее время возросло требование к увеличению грузоподъемности и скорости автомобилей, что связано с повышением мощности двигателей без существенных изменений их габаритных размеров и массы. Эффективное использование рабочего объема двигателей внутреннего сгорания можно достичь путем увеличения плотности заряда, применяя наддув воздуха.

Для повышения давления воздуха на впуске применяются объемные и центробежные компрессоры. Повышение давления в каналах компрессоров происходит путем сближения молекул, что достигается уменьшением объема замкнутого пространства (поршневые, винтовые компрессоры) или преобразования кинетической энергии в энергию давления в диффузорах (центробежные компрессоры). Сжатие газа динамическим способом является основным принципом турбокомпрессорных машин. Турбокомпрессор (turbo лат.– вихрь) – центробежный или осевой лопаточный компрессор для сжатия и подачи воздуха (газа). Характерная особенность этих машин – непрерывность процессов всасывания, сжатия и подачи газа.

Турбокомпрессор любого типа состоит из вращающегося лопаточного аппарата – рабочего колеса, в котором от внешнего источника (двигателя, турбины, электродвигателя) рабочему телу (газу) сообщается энергия. Неподвижные аппараты (диффузоры, спиральные камеры) предназначены для изменения величины и направления скорости потока. Сжатие газа в каналах рабочего колеса происходит в результате силового воздействия лопаток на поток газа.

Современный инженер должен знать основы газодинамических и термодинамических процессов, протекающих в каналах компрессора и турбины, конструкции отечественных и зарубежных агрегатов наддува, достижения науки и техники, передовой опыт, значение наддува в решении экономических и экологических проблем двигателей

Специалист должен уметь выполнять газодинамические расчеты, моделировать и профилировать лопатки, диффузоры, проектировать и исследовать агрегаты наддува, управлять процессом подачи воздуха, обеспечивать высокие технико-экономические показатели двигателей.

4

ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К ОФОРМЛЕНИЮ РАСЧЁТНО–ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ

И ЗАДАНИЯ ДЛЯ РАСЧЁТА ТУРБОКОМПРЕССОРА

Расчётно-пояснительная записка должна содержать:

1.Титульный лист.

2.Задание для расчета турбокомпрессора.

3.Перечень символов, условных обозначений и сокращений с их расшифровкой.

4.Оглавление.

5.Введение.

6.Методику расчёта турбокомпрессора.

7.Расчёт турбокомпрессора.

8.Выводы.

9.Библиографический список.

Текст расчётно-пояснительной записки должен быть кратким и понятным. При выполнении расчётов необходимо записывать формулу в буквенном виде, затем делать подстановку числовых значений и сразу же записывать ответ в виде числового значения с обозначением единицы рассчитываемой физической величины. Никаких промежуточных вычислений делать не следует. Если символы, входящие в формулу, не расшифрованы в списке символов и условных обозначений, то их расшифровку следует производить после вычислений.

Справочные величины, используемые в расчётах, необходимо снабжать ссылками на источники, из которых они взяты. При ссылке указывается источник, в котором помещён справочный материал.

Пример. Скорость воздуха на входе в компрессор выбирается в пределах Са = 30…80 м /с [1]. Цифра в квадратных скобках указывает порядковый номер источника в библиографическом списке.

Список использованной литературы помещается в конце расчетнопояснительной записки на отдельном листе. В верхней части листа делается заголовок «Библиографический список», а далее по порядку появления ссылок в тексте записки перечисляется вся использованная литература.

Записка должна быть сброшюрована и иметь обложку с титульным листом. Форма титульного листа и подписи на обложке указаны в прил. А.

Задание на работу. Для двигателей типа КамАЗ–740 и Д-440 произвести расчёт совместной работы двигателя и турбокомпрессора на номинальном режиме. Определить геометрические размеры колеса компрессора и турбины. Предложить тип турбины (импульсная или изобарная) и дать рекомендации по регулированию давления наддува.

Выбрать прототип турбокомпрессора. Описать его конструкцию, а

5

также порядок разборки и регулировки турбокомпрессора.

С использование программы [8,9] произвести расчёт турбокомпрессора для двигателя КамАЗ-740, работающего по внешней скоростной характеристики. Значения частоты вращения (мин–1): 1000; 1600; 1800; 2000; 2200; 2400; 2600.

Показатели окружающей среды (воздуха): давление po = 0,1013 МПа; температура To = 293 К; показатель адиабаты k = 1,4; удельная газовая постоянная R = 287 Дж / (кгК); удельная массовая изобарная теплоёмкость воздуха cp =1005Дж/(кгК).

Необходимые данные для расчёта взять из таблиц прил. Б.1 и Б.2. Вариант задания выбирается по номеру фамилии студента в списке группы.

2. ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ГАЗОВОЙ ДИНАМИКИ,

ИХ ПРИМЕНЕНИЕ ПРИ РАСЧЁТЕ КОМПРЕССОРА И ТУРБИНЫ

Большое значение в газовой динамике имеет закон сохранения энергии. Он констатирует тот факт, что энергия не возникает и не исчезает, а только превращается из одного вида в другой. Следовательно, составив баланс энергии для определенного количества газа, например, для единицы массы, можно найти соотношения между различными составляющими энергии.

Составим баланс энергии для газотурбинной установки (рис. 2.1).

Рис. 2.1. Схема газотурбинной установки

6

Через входное сечение 1–1 атмосферный воздух поступает в компрессор К, где сжимается и подается в камеру сгорания КС. В камеру сгорания подается распыленное топливо и, смешиваясь с воздухом, оно сгорает, выделяя определенное количество теплоты. Из камеры сгорания газы с высокой температурой и давлением поступают на лопатки турбины Т и, расширяясь, совершают работу L, вращая ротор. Часть энергии турбины передается при помощи вала на вращение колеса компрессора, другая отдается потребителю. Отработавшие газы покидают турбину, выходя через сечение 2–2. Энергия входящего воздуха, отнесенная к единице массы, обозначим через Е1, энергия выходящего газа – через Е2. Теплота, подведенная извне (при сгорании топлива) обозначена через Qе. Работа на валу установки, отданная потребителю, обозначена через L (работа, совершаемая газом на лопатках турбины или лопатками компрессора над газом).

Согласно первому закону термодинамики теплота, подведенная к рабочему телу, затрачивается на изменение внутренней энергии и на совершение работы [1]. В компрессоре происходит непрерывный процесс сжатия газа до требуемого давления и его проталкивание к потребителю (из компрессора в цилиндр). Работу на сжатие газа и его перемещение называют располагаемой. При движении среды совершаются работы сил давления, трения и техническая работа (работой силы тяжести пренебрегаем). Полная теплота складывается из внешней теплоты Qе и теплоты трения. Принято считать, что теплота трения равна работе трения и поэтому они выходят из балансового уравнения энергии и в нём остаётся только внешняя теплота. Работа сил давления равна убыли так называемой потенциальной энергии давления и её принято учитывать в запасе полной энергии подвижного элемента среды. Учитывая, что Е1 и Qе подводятся, а Е2 и L отводятся, баланс энергии запишется следующим уравнением:

потенциальная энергия давления единицы массы газа ( – удельный объём

Подставив в уравнение (2.1) значения Е1 и Е2, получим:

7

где Сp– удельная изобарная теплоемкость воздуха, в которой учтена

работа проталкивания, Дж/(кг К); Т1 и Т2 – температура на входе и выходе из системы, К; w1 и w2 – скорость газа (воздуха) на входе и выходе из системы;

Qe – удельная внешняя теплота, Дж / кг; L – удельная работа, совершаемая на лопатках турбины или компрессора (в турбине она положительна, в компрессоре отрицательна).

При адиабатном процессе отсутствует теплообмен между системой, совершающей процесс, и окружающей средой (теплоизолированная система или, процесс протекает за короткий промежуток времени). При адиабатном процессе Qe = 0, тогда уравнение (2.4) принимает вид:

Если течение газа принять энергоизолированным, то Qe = 0 и L= 0. В этом случае уравнение энергии примет вид

Уравнение (2.7) справедливо как для адиабатного течения с трением, так и без трения. В случае идеального адиабатного процесса уравнение идеальной адиабаты выражается уравнением

k 1 k 1

где k = Сp /Сv– показатель адиабаты.

В случае адиабатного течения с трением к газу подводится внутренняя теплота – теплота трения. В этом случае связь между двумя состояниями устанавливается уравнением политропного процесса.

8

Как уже отмечалось, работа, определяемая выражениями (2.5) и (2.6), положительна в турбине и отрицательна в компрессоре. При анализе работы компрессора её принято брать по модулю: Lком = – L. Тогда внутренняя работа, подводимая к газу единичной массы от лопаток компрессора в идеальном адиабатном процессе и в адиабатном процессе с трением, определится выражениями:

k 1

где k = р2 / р1 – степень повышения давления в компрессоре. Совершенство проточной части компрессора оценивается с помощью

внутреннего адиабатного КПД (внутреннего, так как он учитывает только потери внутри потока и не учитывает трение в подшипниках).

k 1 k 1

Адиабатный КПД может достигать величины, равной 0,65…0,8. Он представляет собой отношение удельной адиабатной работы к работе, затраченной на привод компрессора.

Согласно уравнению Эйлера, теоретический напор, создаваемый центробежной машиной, определяется выражением:

n – частота вращения колеса компрессора (60 000…100 000 мин-1; D2 – диаметр колеса компрессора; С2 – абсолютная скорость на выходе из колеса; 2 – угол между окружной и абсолютной скоростью.

Для радиальных лопаток колеса (выход по радиусу) C2cos 2 U2,

Т g

Введем понятие напорный КПД, который оценивает способность центробежной машины создавать напор. Уравнение (2.15) получено для бесконечно большого числа лопаток. При конечном числе, например 15, теоретический напор будет меньше из-за потерь на вихреобразование, что

9