2157
.pdfСодержание отчета
1.Название работы.
2.Цель и задачи работы.
3.Результаты расчета (согласно варианту) центробежного компрессора
срадиальными лопатками.
4.Результаты расчета (согласно варианту) радиально-осевой турбины.
5.Выбор марки турбокомпрессора для двигателя конкретной мощности.
6.Выводы по работе.
Контрольные вопросы
1.Принцип работы системы с газотурбинным наддувом.
2.Устройство и принцип действия центробежного компрессора и центростремительной турбины.
3.Что называют степенью повышения давления в компрессоре?
4.Порядок выбора прототипа турбокомпрессора.
5.Как изменяется скорость, температура и давление в проточной части компрессора?
6. Для какой цели в улитке компрессора расширяют каналы?
7.Как определяется адиабатная работа на колесе компрессора?
8.Какая турбина называется активной и реактивной?
9.Порядок расчета центростремительной турбины.
63
Практическая работа № 6
РАСЧЕТ СОВМЕСТНОЙ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
ИТУРБОКОМПРЕССОРА
6.1.Цели и задачи работы
Цель работы. Приобрести навыки расчета с применением ЭВМ (персонального компьютера) совместной работы двигателя и турбокомпрессора.
Задачи работы. Выполнить расчет двигателя 4ЧН 13/14 мощностью 80 кВт при частоте вращения коленчатого вала 1750 мин-1.
6.2. Расчет центробежного компрессора
При расчете компрессора с известными размерами определяют требуемое количество воздуха для двигателя, подачу воздуха одним компрессором (если их несколько), степень повышения давления, частоту вращения, общую работу, затраченную на впуск, сжатие и нагнетание воздуха, изменение температуры и давления в каналах и коэффициент полезного действия (КПД).
1. Требуемое массовое количество воздуха для двигателя (кг/с)
определяется из выражения [1]:
М |
Д |
α L0 |
ge Ne |
|
|
|
|
|
|
, |
(6.1) |
||
|
3600 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
где – коэффициент избытка воздуха (1,6 − 2,0) для дизеля; L0 – теоретическое количество воздуха, необходимое для сгорания 1кг топлива (14,5 кг); ge – удельный расход топлива, кг/(кВт ч) (0,18 − 0,22); Ne – мощность двигателя, кВт; – коэффициент продувки (1,1 − 1,2).
2. С учетом выбранного числа компрессоров ik необходимая подача воздуха одним компрессором находится по формуле
МК |
М Д |
. |
(6.2) |
i |
|||
|
к |
|
|
3. Определяем среднее эффективное давление Ре. Для четырех-
тактного двигателя эффективная мощность находится выражением
Ne |
Pe Vh i n |
, |
(6.3) |
|
|||
120 |
|
|
где Vh – рабочий объем цилиндра, л ; i – число цилиндров; n – частота
64
вращения коленчатого вала, мин-1.
После преобразования выражения (6.3) получим
Pe Ne 120 .
Vh i n
4. Величину давления воздуха на выходе из компрессора и сте-
пень повышения давления для четырехтактных двигателей определяем из соотношений
P 0,15 0,18 P |
, πk |
Pk |
, |
(6.4) |
|
|
|||||
k |
e |
|
P0 |
|
|
|
|
|
|
где Ро – давление на входе в компрессор (атмосферное давление).
5. Вычисляем окружную скорость на выходе из колеса компрессора
U2 |
|
Lад |
, |
(6.5) |
|
||||
|
|
нап |
|
где La – адиабатная работа сжатия; ηнап – напорный адиабатный КПД (0,6 − 0,75), характеризует способность колеса создавать напор.
6. Общую удельную работу (Дж/кг) при адиабатическом сжатии находим из выражения
|
|
|
k 1 |
|
|
|
||
L c |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|||||
p |
T |
π |
k |
1 |
, |
(6.6) |
||
ад |
a |
k |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где ср= 1005 Дж/(кг·К) – удельная массовая изобарная теплоемкость воздуха; Та= 293 К – температура на входе в компрессор, k 1,4 – показатель адиабаты для воздуха.
7. Зная окружную скорость и наружный диаметр колеса, находим
частоту вращения вала колеса компрессора из формулы
nk |
|
60U2 |
. |
(6.7) |
|
||||
|
|
π D2K |
|
8. Действительную удельную работу, затраченную на всасыва-
ние, сжатие и нагнетание воздуха в компрессоре, адиабатный КПД рассчитываем по формуле
L |
зат |
С |
р |
T |
T ; |
ηад |
Lад |
. |
(6.8) |
|
|||||||||
|
|
4 |
1 |
|
Lзат |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
9. Давление в каналах компрессора вычисляем по изменению температуры, которая определяется в результате торможения газа по формуле или методом подбора
65
Т* Т |
С2 |
, |
(6.9) |
|
2Ср |
||||
|
|
|
где С – скорость газа, м/с.
10. Определив температуру, находим давление по формуле
|
Т2 |
|
n |
|
|
|
n 1 |
, |
(6.10) |
||||
|
|
|||||
T |
||||||
P2 P1 |
|
|||||
|
1 |
|
|
|
где n – показатель политропы сжатия.
11. Мощность компрессора (работа за единицу времени)
Nk |
|
Мк Lад |
. |
(6.11) |
|
||||
|
|
ηад |
|
6.3. Расчёт радиально-осевой турбины
Исходными данными для расчета турбины являются данные теплового расчета двигателя и расчетные данные компрессора [1]. Тур-
бина должна обеспечить необходимую частоту вращения компрессора и его мощность.
1. Расход газа через турбину примерно на 3 % больше расхода воздуха через компрессор
MT 1,03Mk . |
(6.12) |
Наружный диаметр колеса турбины принимаем равным диа-
метру колеса компрессора D1T D2K . Поэтому окружные скорости на
входе в колесо турбины и выходе из колеса компрессора будут равны U1T U2K . Частота вращения колеса компрессора равна частоте вра-
щения колеса турбины nK nT . Так как колесо турбины и колесо компрессора закреплены на одном валу, то их мощности равны друг
другу NT NK . |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
2. Мощность на валу турбины определяется из выражения |
|||||||||
|
NT HT |
MT |
ηT , |
(6.13) |
||||||
где |
HT − располагаемый перепад |
|
энтальпии, Дж/кг |
(энтальпия |
||||||
HT |
Cp T ); ηT – эффективный КПД турбины (0,7 − 0,8). |
|
||||||||
|
3. Исходя из равенства NT NK , |
необходимый перепад энталь- |
||||||||
пии в турбине вычисляется по формуле |
|
|
|
|
||||||
|
HT |
|
MK Lад |
. |
(6.14) |
|||||
|
η |
|
||||||||
|
|
ад |
|
Т |
М |
Т |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
66
4. Если всю энергию отработавших газов преобразовать в скорость на выходе из соплового аппарата, то адиабатная скорость САД будет равна
CАД |
2 HT . |
(6.15) |
Расчет завершается при равенстве мощности турбины и компрессора (допускается расхождение не более 5 %).
6.4. Расчет совместной работы двигателя и турбокомпрессора
В качестве базовой была принята программа совместной работы двигателя и турбокомпрессора, разработанная в МАДИ.
Программа расчёта совместной работы дизеля и турбокомпрессора требует проведения большого количества математических вычислений. Изменение одного входного параметра приводит к полному перерасчёту работы турбокомпрессора, а следовательно, и новым временным затратам. Получить качественный и надёжный расчёт характеристик совместной работы дизеля и турбокомпрессора невозможно без использования современной вычислительной техники.
Программа расчёта совместной работы дизеля и турбокомпрессора написана на языке Delphi. Программа универсальна и позволяет рассчитывать совместную работу различных дизелей с агрегатами наддува. Программа является моделью совместной работы дизеля и турбокомпрессора и отражает реальные процессы, протекающие в системе «дизель–турбокомпрессор». Поскольку входные параметры легко изменяются, то можно смоделировать оптимальную по производительности и наивысшему КПД систему «двигатель– турбокомпрессор». Внутренний цикл является итерационным и выполняется столько раз, сколько необходимо для достижения указанной точности, но не более 20 раз. В этом цикле выполняется расчет режима совместной работы, использующий методы последовательных приближений, основанные на ориентировочном задании частоты вращения ротора и ряда показателей работы дизеля и турбокомпрессора. После вычисления мощностей компрессора и турбины NК и NТ уточняется значение частоты вращения nк. Уточняются также значения остальных задаваемых параметров. Далее расчет повторяется при новом значении nк до тех пор, пока разница между NК и NТ не станет меньше заданной величины, определяющейся точностью расчетов.
На рис. 6.1 показана панель ввода исходных данных для программы расчета двигателей типа КамАЗ, Д-440, ЗИЛ-5301, совместно
67
работающих с агрегатами наддува. Программа позволяет результаты расчета преобразовать в виде графиков.
Рис. 6.1. Ввод исходных данных для двигателя Д-440, оборудованного турбокомпрессором ТКР- 8
Экономические и экологические показатели дизеля зависят от величины и характеристики подачи топлива, согласованного движения воздушного вихря в камере сгорания и струи распыленного топлива.
Для четырехтактного двигателя Д-440 (4ЧН 13/14) |
мощностью |
80 кВт при частоте на номинальном режиме 1750 мин-1 |
общее коли- |
чество топлива за впрыск или цикловая подача (мм3/цикл) определится выражением
V |
qе Nе1000 |
|
210 80 1000 |
|
95мм3, |
(6.16) |
|||
|
4 875 0,85 60 |
||||||||
ц |
i n |
|
|
60 |
|
|
|
||
|
н |
|
|
|
|
|
|
|
|
где qе – удельный |
эффективный расход топлива, 210 |
г/(кВт·ч); |
Nе – эффективная номинальная мощность, 80 кВт; i – число цилиндров 4; nн – частота вращения вала насоса, 875 мин-1; ρТ – плотность топлива 0,85 г/см3, или 850 кг/м3.
В качестве исходной характеристики дизеля для расчёта берётся внешняя скоростная характеристика, а именно изменение крутящего
68
момента в зависимости от частоты вращения вала Мк = f(n), которая зависит от назначения двигателя и запаса крутящего момента (1,1 – 1,2). Форма кривой крутящего момента зависит от коэффициента запаса крутящего момента на режиме максимального крутящего момента (Мк мах)
kз = Мк мах / Мк ном. |
(6.17) |
Исходным для расчёта является значение эффективной мощности |
|
на номинальном режиме работы Nе ном. |
|
Крутящий момент на номинальном режиме |
|
Мк ном = 9550·Nном / nном = 9550·80 / 1750 = 436 Н·м. |
(6.18) |
Максимальный крутящий момент (принимаем kз = 1,20) |
|
Мк мах = kз·Мк ном = 1,2·436 = 523 Н·м. |
(6.19) |
Мощность двигателя при различных значениях частоты вращения |
|
коленчатого вала |
|
Nеi = Мкi·ni / 9550, |
(6.20) |
где Мкi – текущее значение крутящего момента; пi – частота вращения коленчатого вала, мин– 1.
Среднее эффективное давление на требуемых режимах
|
|
pеi = Nеi 120 / (i·Vh·ni), |
|
(6.21) |
|||||
где Vh – рабочий объём цилиндра. |
|
|
|
|
|
|
|||
Vh = π D2·S/4 = 3,14·0,132·0,14 = 0,00185 м3 = 1,85 л. |
|||||||||
Значения Мкi, Nеi и реi для различных режимов сведены в табл. 6.1. |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 6.1 |
||
|
Значения Мкi, Nеi и реi для пяти различных режимов |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
п, мин - 1 |
1050 |
1150 |
1350 |
|
1550 |
|
1750 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Мк, Н·м |
523(мах) |
520 |
500 |
|
460 |
|
436 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Nе, кВт |
57 |
62 |
70 |
|
75 |
|
80 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
pе, МПа |
0,88 |
0,87 |
0,84 |
|
0,78 |
|
0,74 |
|
Программа может быть рекомендована для проведения научных исследований, а также использоваться в учебном процессе в тех курсах, где требуется выполнить расчет и провести исследование совместной работы дизеля и турбокомпрессора.
69
6.5. Исходные данные, согласно заданию, для расчета являются
1 – число цилиндров; 2 – тип двигателя; 3 – степень сжатия; 4 наружный и внутренний диаметр колеса компрессора; 5 – значение крутящего момента по внешней скоростной характеристике; 6 – максимальное давление сгорания; 7 – форма лопаток компрессора (радиальные, загнутые назад); 8 – параметры холодильника (степень охлаждения); 9 – данные по регулированию турбины (перепуск газа).
В результате расчета дается приближенная информация о параметрах двигателя, компрессора, турбины. В табл. 6.2 приведены некоторые данные расчета совместной работы двигателя Д-440 (Алтайдизель) с турбокомпрессором ТКР-8, в которой последовательно указаны:
–изменение частоты вращения вала двигателя;
–среднее эффективное давление;
–цикловая подача топлива;
–коэффициент избытка воздуха;
–эффективная мощность двигателя;
–частота вращения колеса компрессора;
–адиабатный коэффициент полезного действия компрессора;
–давление на выходе из компрессора;
–температура на входе в турбину;
–мощность турбины.
Таблица 6.2
Характеристики двигателя, компрессора и турбины
|
|
|
|
|
Характеристики компрессора |
||||||
|
Характеристики двигателя |
|
и турбины |
|
|
|
|||||
nД , |
Ре , |
Vц , |
α |
Ne , |
nk, |
ηад, |
Рк, |
|
ТТ, |
\ |
NТ, |
|
|
||||||||||
мин-1 |
МПа |
мм3 |
|
кВт |
мин-1 |
|
МПа |
|
К |
|
кВт |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1050 |
0,88 |
106 |
1,30 |
57 |
32000 |
0,74 |
0,120 |
|
907 |
|
1,0 |
1150 |
0,87 |
109 |
1,35 |
62 |
44000 |
0,74 |
0,125 |
|
917 |
|
2,0 |
1350 |
0,84 |
102 |
1,55 |
70 |
58500 |
0,74 |
0,135 |
|
890 |
|
3,8 |
1550 |
0,78 |
97 |
1,75 |
75 |
58500 |
0,75 |
0,145 |
|
860 |
|
5,7 |
1750 |
0,74 |
95 |
1,85 |
80 |
62300 |
0,75 |
0,150 |
|
870 |
|
7,7 |
70
Содержание отчета
1.Название работы.
2.Цель и задачи работы.
3.Основные расчетные формулы, подготовка исходных данных (табл. 6.1).
4.Результаты расчета совместной работы двигателя компрессора и турбины (табл. 6.2).
5.Выводы по работе.
Контрольные вопросы
1.Для какой цели используют программы расчета совместной работы двигателя и системы наддува с применением ПК?
2.Какие основные формулы необходимы для подготовки исходных данных для расчета?
3.Напишите основные формулы, используемые для расчета центробежного компрессора и турбины.
4.Какие параметры двигателя и турбокомпрессора определяются и анализируются в результате расчета?
71
Лабораторная работа № 7
ДИАГНОСТИКА ТУРБОКОМПРЕССОРА НА РАБОТАЮЩЕМ ДВИГАТЕЛЕ
7.1. Цели и задачи работы
Цель работы. Приобрести навыки диагностики агрегатов наддува на работающем двигателе.
Задачи работы. Изучить возможные неисправности и отказы турбокомпрессора на работающем двигателе. Привести способы устранения неисправностей турбокомпрессора и его систем с учетом состояния топливной аппаратуры и поршневой группы двигателя.
Оборудование. Двигатель с турбокомпрессором, компрессометр, дымомер.
7.2. Общие положения
Наддув двигателей внутреннего сгорания является одним из основных способов повышения его мощности. При помощи наддува повышается давление поступающего в цилиндры воздуха, его плотность, что позволяет больше подавать топлива в камеру сгорания. В современных двигателях получил наибольшее распространение газотурбинный наддув. Для согласования работы двигателя и турбокомпрессора применяют следующие основные системы автоматического регулирования:
–перепуск газа мимо турбины;
–поворот лопаток диффузора, соплового аппарата.
Для привода в действие данных систем используют механические
иэлектрические (электронные) устройства. Путем возврата части отработавших газов во впускную систему (рециркуляции) уменьшают токсичность газов в выпускной системе.
Системы подачи воздуха дизеля и топлива зависят друг от друга
ивлияют на качество процесса сгорания. При недостатке воздуха или увеличенной цикловой подаче топлива процесс сгорания ухудшается, что приводит к снижению мощности двигателя, увеличению расхода топлива и образованию сажи. Сажа, в виде черного дыма, выбрасывается из системы выпуска.
72