книги из ГПНТБ / Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы учебник

расход газа через турбину в функции полных параметров газа выражается формулой

G = 0,421 ~ Ч (К) Fr­ ill.39)

Г

/

Рис. 11.17. Совмещен­ ные характеристики турбины и компрес­ сора: а — характери­ стика компрессора; б— характеристика тур­ бины (ят — степень расширения газа в

турбине)

В этом выражении:

FT— площадь минимального проходного сечения соплового ап­

где k' — показатель адиабаты расширения газа; Ах — приведен­ ная скорость газа в сечении FTкак отношение скорости схвыхода потока газа из соплового аппарата к критической скорости скр;

Тогда, подставляя в уравнение (11.39) значение температуры газа из уравнения баланса мощности турбины и компрессора и зна-

чение полного давления газа перед турбиной в виде1 р*т= ро

(11.42)

Данное уравнение, устанавливающее связь между расходом воздуха через двигатель и параметрами ТК, и представляет собой искомое уравнение линии рабочих режимов ТК. При этом расход­ ная или гидравлическая характеристика двигателя, определяющая его пропускную способность в функции основных параметров дви­ гателя, может быть выражена уравнением

где F3KB— эквивалентное проходное сечение газовоздушного трак­ та двигателя, м2; р — коэффициент расхода; фд— скоростная функция;

(11.44)

Ts — температура воздуха в продувочном ресивере, К; ys — удель­ ный вес воздуха в продувочном ресивере;

этом подсчитать одновременно, что в широком даипазоне измене­

1 Ф1 — коэффициент, учитывающий необходимость снижения давления газа перед турбиной постоянного давления по сравнению с давлением наддува с целью

Обычно для четырехтактных двигателей г|^ = 1,08-ь 1,18; для двухтактных ф', = = 1,15-ь 1,25.

2 В этом выражении показатели адиабат для воздуха и газа приняты 1,4

и 1,34.

228

При согласовании расходной характеристики двигателя с ли­ нией рабочих режимов ТК необходимо выполнить ряд условий:

1) к. п. д. компрессора и турбины должны иметь по возмож­ ности максимальное значение на основном эксплуатационном ре­ жиме и в минимальной степени изменяться в широком диапазоне частот вращения;

2)линия рабочих режимов ТК должна проходить через зону максимальных к. п. д. и быть достаточно удаленной от границы помпажа компрессора1;

3)при выборе отношения давления наддува к давлению газов перед турбиной следует принимать нормы, обеспечивающие удов­

летворительную продувку цилиндров; 4) с целью длительной и надежной работы турбины и двигателя

температура выпускных газов не может превышать допустимого значения.

Все указанные условия в достаточной мере противоречивы и потому одновременное выполнение их в полном объеме не во всех случаях осуществимо.

Степень сложности согласования характеристик двигателя и ТК в значительной степени зависит от схемы наддува. В простей­ шем варианте со свободным ТК расход через компрессор соответ­ ствует расходу воздуха через двигатель, а давление воздуха на выходе из компрессора практически равно давлению в ресивере. Следовательно, в данном случае линия рабочих режимов ТК пол­ ностью совпадает с расходной характеристикой двигателя. Пример совмещения этих двух характеристик представлен на рис. 11.18. Для точного согласования характеристик ТК и двигателя практи­ чески выпускаются различные модификации турбины и компрессора данного типоразмера. Модификации получаются за счет различных сочетаний деталей, изготовленных из базовых заготовок. В случае безлопаточного диффузора характеристики ТК в общем достаточно пологи и согласование полей расходов двигателя и компрессора обычно не вызывает затруднений.

В тех случаях, когда давление наддува достаточно высоко и предъявляются особо высокие требования к к. п. д. компрессора, применяются лопаточные диффузоры, имеющие сравнительно узкий диапазон эффективной работы. При этом требуется весьма точная настройка компрессора на заданный режим работы. Про­ пускная способность газовой турбины при малых степенях повы­ шения давления як, по рекомендации ЦНИДИ, не должна отли­ чаться от оптимального значения более чем на 4— 5%, а при высо­ ких як — не превышать 2—3%. В примере на рис. II. 18 согласо­ вание характеристик ТК и двигателя является достаточно хоро­ шим. Так, на режиме номинальной мощности (точка А на расход­

1 Помпаж имеет место при расходах воздуха менее определенной величины и характеризуется резкими пульсациями давлений и скоростей в потоке воздуха, протекающем через компрессор, и падением к. п. д. последнего.

229

ной характеристике) компрессор работает с максимальным к. п. д. и на достаточном удалении от зоны помпажа, так как коэффициент запаса по пампажу составляет более 10%; температура газов (Тг = 600 К) заведомо не превышает допустимой величины. При изменении режима работы двигателя относительно номинального значения (точки Б, В, Г) компрессор по-прежнему работает с мак­ симальным к. п. д., поскольку линия рабочих режимов, совпада­ ющая в данном случае с гидравлической характеристикой, про-

ходит вблизи от максимальных к. п. д. компрессора при каждом значении частоты вращения.

Поскольку по рис. II. 18 линия рабочих режимов ТК совпадает с расходной характеристикой двигателя, точки пересечения послед­ ней с кривыми постоянных частот вращения компрессора опре­ деляют давление наддува рк (як), к. п. д. компрессора, расход воздуха через компрессор и двигатель, температуру газа перед тур­ биной, степень расширения газов ят в турбине и к. п. д. турбины. При согласовании характеристик ТК и двигателя наибольшие трудности возникают в случаях параллельной и параллельно­ последовательной схем наддува.

В процессе эксплуатации двигателей с ГТН нередко отлагается нагар на лопатках соплового аппарата турбины и загрязняется проточная часть компрессора особенно интенсивно, если имеет место отсос газов из картера двигателя в приемный патрубок ком­ прессора в целях вентиляции картера. Нагар на лопатках приводит к уменьшению площади проходного сечения проточной части тур­ бины и из-за роста гидравлических сопротивлений — к увели­ чению давления газа в выпускном трубопроводе двигателя (перед турбиной). Данное обстоятельство способствует росту мощности

230

и частоты вращения турбины, но ухудшает продувку и наполнение цилиндров двигателя, вследствие чего его экономичность падает. При увеличении давления газов перед турбиной несколько уве­ личивается степень расширения газа я* и при простой схеме над­

дува точка А (рис. 11.19) совместной работы двигателя и ТК пере­ местится в точку В, т. е. в зону относительно больших частот вра­ щения ТК и большего давления наддува пк. При этом расходная характеристика двигателя и линия рабочих режимов ТК располо­ жатся ближе к границе помпажа (линия 3).

Рис. 11.19. Влияние эксплуатационных факторов на сов­ местную работу двигателя и турбокомпрессора:

1, 2, 3, 4— совместные характеристики ТК и двигателя для раз­ личных вариантов гидравлических сопротивлений газового тракта двигателя с ГТН

Воздушные фильтры компрессоров и сами компрессоры в ос­ новном загрязняются масляными продуктами (через уплотнения, при засасывании воздуха непосредственно из машинного отделе­ ния). Всякого рода отложения на лопатках компрессора, в выход­ ной улитке, механическая эрозия вращающегося направляющего аппарата приводят к снижению к. п. д. компрессора и уменьшению подачи воздуха в двигатель. Обусловленное данным обстоятель­ ством уменьшение коэффициента избытка воздуха повлечет за собой рост температуры выпускных газов и несколько скомпен­ сирует уменьшение к. п. д. компрессора за счет некоторого отно­ сительного увеличения мощности турбины. Тем не менее, в итоге точка А совместной работы двигателя и ТК (рис. II. 19) переме­ стится в точку Б с меньшим расходом воздуха через двигатель и меньшим давлением наддува; при этом уменьшится и давление газа перед турбиной, а также частота ее вращения. Поскольку двигатель обычно снабжен регулятором числа оборотов, то для

231

поддержания исходной мощности двигателя при увеличении гид­ равлического сопротивления на входе в компрессор рейка топлив­ ного насоса автоматически переместится в сторону увеличения подачи топлива. В данном случае совместная работа двигателя и ТК будет характеризоваться точкой Б' (рис. 11.19), отличающейся от исходной точки А большим як и меньшим расходом при большей частоте вращения ротора ТК. На параметрах четырехтактного двигателя в большей степени сказывается увеличение сопротив­ ления на выходе в компрессор, чем повышение противодавления на выходе из турбины.

У двухтактных двигателей возрастание противодавления на выпуске из турбины ухудшает продувку и наполнение цилиндров, снижая эффективность рабочего процесса.

При неизменной цикловой подаче топлива с ростом давления на выпуске степень расширения газа в турбине падает и, несмотря на рост температуры газа, располагаемый теплоперепад уменьша­ ется, мощность турбины и частота ее вращения снижаются. В ре­ зультате режим работы ТК для любого типа двигателей (двухтакт­ ных, четырехтактных) будет характеризоваться точкой Б, для которой, по отношению к исходной точке А, расход воздуха и степень повышения давления в компрессоре соответственно мень­

ше на величину ДGB и Длк; расходная характеристика двигателя сместится в сторону меньших расходов воздуха.

Помимо проточных частей ТК, в процессе эксплуатации си­ ловых установок постепенно загрязняется и выхлопной тракт двигателя. При этом 'уменьшается как давление наддува, так и расход воздуха. Режим совместной работы ТК и двигателя пере­ мещается из точки А в точку М, лежащую на другой гидравли­ ческой характеристике 4 (рис. II. 19), расположенной ближе к гра­ нице помпажа.

§ 7. СВОБОДНОПОРШНЕВЫЕ И ГАЗОТУРБИННОЕ ДВИГАТЕЛИ

В мощных поршневых двигателях с комбинированным над­ дувом избыток энергии, получаемой газовой турбиной турбоком­ прессора, через механическую систему передается коленчатому валу двигателя и полезно используется. Подобные двигатели могут быть названы иназываются турбопоршневыми.В группетурбопоршневых двигателей особое место занимают газотурбинные установки (ГТУ) со свободнопоршневыми генераторами’ газа (СПГГ). В подобных установках мощность двухтактного дизеля с противоположнодвижущимися поршнями (ПДП) полностью поглощается поршне­ выми продувочно-наддувочными компрессорами, а энергия выхо­ дящей газовоздушной смеси срабатывается в турбине постоянного давления, приводящей в действие, например, генератор или греб­ ной винт через зубчатую передачу. В подобного рода ГТУ вы­ сокие давления и температуры имеют место в тепловом процессе

232

двигателя, а в турбине совершают работу газы умеренных пара­ метров, что должно благоприятно сказаться на надежности и сроке службы турбины. Вследствие смешения отработавших га­ зов с продувочным воздухом температура газов перед турбиной составляет 450— 550° С. В установках рассматриваемого типа свободно-поршневой двигатель заменяет собой компрессор и ка­ меру сгорания обычной ГТУ и, обладая высокой экономично­ стью, обеспечивает достаточную эффективность турбопоршневого двигателя в целом (удельный расход равен 160— 180 г/л. с. ч).

Рис. 11.20. Термический к. п.д. турбопоршневого дви­ гателя (1) и газотурбинной установки (2)

Термический к. п. д. r\t турбопоршневого двигателя может быть определен по формуле:

= еке двигателя и компрессора положительно влияет на тер­ мический к. п. д. цикла, причем особенно заметно при относитель­ но малых значениях еобщ. Вполне понятно также, что на общую эффективность рассматриваемой силовой установки влияет сте­ пень повышения давления воздуха в компрессоре.

На рис. 11.20 в зависимости от упомянутого показателя при­ ведены кривые изменения термического к. п. д. турбопоршневого двигателя и ГТУ, характеризующие общий рост термического к. п. д. при увеличении давления продувки— наддува1.

Преимуществом газовой турбины являются хорошие тяговые свойства. Однако опыт эксплуатации силовых установок с СПГГ

и расчет автомобильных двигателей. М-, Машгиз, 1963, стр. 128— 137, 146—155.

233

связанную с закоксовыванием выпускных окон дизельной части установки и проточной части газовой турбины.

Стремление использовать преимущества газовых турбин по весогабаритным показателям и некоторым динамическим харак­ теристикам привело к созданию двухвальных ГТУ с регенера­

цией теплоты (рис. 11.21).

В газовой турбине потенциальная энергия продуктов сгорания преобразуется в кинетическую энергию газового потока, передавае-

Рис. 11.21. Схема транспортной двухвальной газотурбинной установки

мую затем рабочим лопаткам турбины и снимаемую с вала по­ следней в виде механической энергии. Поступающий из атмосферы через патрубок 3 воздух сжимается в центробежном компрессоре 4 и через трубопровод 8 и регенератор-теплообменник 6 подается

вкамеру сгорания 12. В эту же камеру впрыскивается и топливо, что обеспечивается системой, состоящей из топливного насоса 1, нагнетательного трубопровода 17 и форсунки 11. Образующиеся

врезультате сгорания топлива газы из камеры сгорания первона­ чально поступают в сопловой аппарат 16 и на лопатки 5 рабо­

турбины.

Компрессорная турбина служит для привода компрессора и вспомогательных механизмов (топливный и масляный 2 насосы, электрогенератор). Тяговая турбина через редуктор 10 соеди­ няется с ведущими полуосями автомобиля.

Продукты сгорания после тяговой турбины проходят через кольцевой канал 7 и регенератор 6, где отдают часть своей тепло­ вой энергии воздуху, поступающему в камеру сгорания от ком­ прессора. Сжатие воздуха в компрессоре производится до 4—

234

4,5 кгс/см , при этом окружная скорость рабочего колеса компрес­ сора составляет более 500 м/с, а его частота вращения достигает 30 000— 50 000 об/мин. В подобной ГТУ топливо и воздух посту­ пают в камеру сгорания непрерывно (турбина непрерывного сго­

рания), а сгорание горючей смеси осуществляется в открытой ка­ мере при постоянном давлении.

В двухвальной ГТУ рабочие колеса компрессорной и тяговой турбин механически не связаны друг с другом, что позволяет

вращения в 2— 2,5 раза величину крутящего момента, развиваемого двухвальной установкой на номинальном режиме работы.

По сравнению с обычными поршневыми (турбопоршневыми) двигателями, ГТУ имеют ряд преимуществ, к которым относятся относительно малый вес и габариты, лучшая уравновешенность, возможность использования широкого ассортимента жидких топ­ лив, лучшая тяговая характеристика (по коэффициенту приспособ­ ляемости), более легкий пуск при низких температурах и отсутствие специальной системы охлаждения. В то же время газотурбинные двигатели имеют и принципиальные недостатки — плохую при­ емистость, низкую экономичность (эффективный к. п. д. установок с газотурбинными двигателями обычно не превышают 15— 18%), обусловленную сравнительно невысокой температурой газа (650— 750° С), поступающего на лопатки турбин.

Для снижения температуры газов до допустимых для прочности рабочих лопаток турбины пределов приходится иметь большой избыток воздуха при сгорании топлива — порядка 3,5—4,5, в результате чего до 60— 70% всей мощности ГТУ практически за­ трачивается только на работу компрессора.

Термический цикл простейшей ГТУ (рис. 11.22) с подводом теплоты при р — const включает адиабаты сжатия воздуха, рас­ ширения газов в турбине (соответственно линии 12 и 34), изобары

235

подвода и отвода теплоты, соответствующие процессам сгорания топлива в камере и отвода теплоты к холодному источнику (ли­ нии 23 и 41). Следовательно, рабочий цикл ГТУ схематично пред­ ставляется замкнутым, хотя в реально рассмотренных выше схе­ мах ГТУ рабочее тело постоянно обновляется за счет поступле­ ния воздуха для сгорания извне и выпуска отработавших газов наружу, и принципиальная схема ГТУ потому называется разомк­ нутой. Термический к. п. д. указанного выше цикла

Из выражения (11.47) следует, что термический к. п. д. иде­ ального цикла ГТУ зависит от степени повышения давления — возрастает с ее увеличением. При одинаковых як к. п. д. этого цикла равен к. п. д. цикла поршневого двигателя с подводом теп­ лоты при v = const, но при значительно меньшем значении макси­ мального давления цикла. В действительности процессы сжатия и расширения в турбомашинах сопровождаются внутренними потерями, величина которых оценивается соответствующими к. п.д. турбины и компрессора. Рабочий процесс ГТУ с реальными тур­ бомашинами может быть описан замкнутой кривой 1— 2'— 3—4'— 1. Как видно, в данном случае наличие внутренних потерь приводит к увеличению температуры рабочего тела за компрессором и тур­ биной (точки 2' и Г ), и с учетом этого обстоятельства полезная работа цикла L, определяемая как разность удельных работ тур­ бины и компрессора, составит

236