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

Таким образом,

или, после преобразований,

Коэффициент полезного действия цикла представляет собой отношение полезной работы L цикла к количеству теплоты Qx, полученной рабочим телом при постоянном давлении на участке

2'— 3

Очевидно, что

$ = сР(Т г -Т '2)

и, с учетом выражений (11.49) и (11.50),

Г , - Г х

Лк —

Т2 - Т 1

1

Следовательно,

Осуществляя замену по аналогии с предыдущим, имеем

I I = J _ / < 1 _ А \ , _L

т» Лк \ т т J ' х

Тогда выражение (11.51) после подстановки последнего равенства и некоторых преобразований примет вид

237

Анализируя совместно выражения (11.46) и (11.52), нетрудно показать, что реальный к. п. д. цикла ГТУ всегда меньше терми­ ческого к. ш д. идеального цикла, т. е. г) < гр. При этом предель­ ные значения як, при которых к. п. д. т] установки превращается в нуль, составляют соответственно:

С целью определения максимального значения к. п. д. ГТУ,

приравняем нулю производную от выражения ( 1 1 . 5 2дт)) : = 0 или,

что то же самое,------= 0. Предварительно изменим несколько

и, следовательно, оптимальное значение степени повышения дав­ ления як0, при котором к. п. д. ГТУ имеет максимальное значе­ ние

комплекса тцтт]к. Очевидно также и то, что эффективность работы ГТУ существенно зависит от степени повышения давления як в компрессоре, отношения предельных в цикле ГТУ температур т, к. п. д. турбины и компрессора т]т и т]к!

На рис. II.23 представлено значение к. п. д. действительного цикла г) в функции х = Як0 при заданных величинах т]т и т]к и различных значениях величины т. Как видно по рисунку, к. п. д. цикла, помимо всего, существенно увеличивается с ростом темпе-

238

ратуры газа Т3 перед соплами турбины. В частности, весьма высо­ кое значение к. п. д. ГТУ по рис. 11.23, составляющее 51%, до­ стигается при х =3,1 (як= 52,5) и т = 7. Если принять температуру Тг окружающего воздуха порядка 300 К, то температура газов Т3 перед турбиной в этом случае составит

Т3 = хТ1 = 7-300 - 2100 К.

Ни указанная степень повышения давления як, ни отношение т = 7 не являются реально достижимыми в конкретной конструк­ ции ГТУ, а потому истинное значение эффективного к. п. д. ГТУ оказывается значительно более низким по сравнению с рассмотрен­

к. п. д. ГТУ. В реальных условиях из-за неизбежных потерь тем­ пература воздуха на выходе из теплообменника оказывается ниже температуры газов на выходе из турбины, и, следовательно, ко­ личество теплоты, воспринимаемое воздухом, будет меньше теп­ лоты, отдаваемой газами. Отношение теплоты, воспринятой воздухом в теплообменнике, к количеству теплоты, которое могло бы быть отдано газами при отсутствии тепловых потерь, назы­ вается степенью регенерации а.

Анализ кривых эффективного к. п. д., построенных с учетом регенерации тепла, показывает, что при некотором увеличении к. п. д. оптимальная степень повышения давления по сравнению с таковой простого цикла уменьшается. Так, при температуре перед турбиной Т3 = 850 К и степени регенерации а = 0 оптимальная степень повышения давления пк составляет 10— 11, а при той же температуре Т3 и о — 0,7 величина як уменьшается до 6—-7.

Удельный расход топлива в ГТУ зависит от тех же факторов, от которых зависит к. п. д. цикла, т. е. от т]к, т)т, т, як и а. При предельно возможных значениях т]к (до 90%), т]х (до 92%), Тя (порядка 900 К) и о = 0,8-н 0,9 двухвальные ГТУ по удельному

239

расходу все же оказываются менее экономичными, чем поршне­ вые (турбопоршневые) двигатели. В качестве конкретного примера экономичности ГТУ можно привести данные по конструктивно очень сложной трехвальной автомобильной установке фирмы «Форд» мощностью 300 л. с. В установке прудсмотрено промежуточное охлаждение, регенерация тепла и двухступенчатое сгорание. Удельный вес установки составляет 1 кг/л. с., удельный расход топлива на максимальной мощности составляет 254 г/л. с. ч (тем­ пература газов перед турбиной 930 К), а на половинной мощ­ ности — 217 г/л. с. ч.

Общая степень повышения давления в двух ступенях центро­ бежного компрессора лк = 16; при этом частота вращения вала

осевого и центростремительного типов). Частота вращения вала

ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

§ I. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ НАДДУВА

Надежная и экономичная работа двигателя с наддувом непо­ средственно обусловлена согласованностью характеристик ком­ прессора, турбины и собственно двигателя.

На рис. 11.24, по данным [13], для примера приведена нор­ мальная характеристика компрессора (построена для конкретных условий на входе по результатам натурных испытаний — кривые в верхней части рисунка), представляющая собой функциональную зависимость степени повышения давления лк в зависимости от расхода воздуха GB при заданных значениях частоты вращения и к. п. д. компрессора. В целях более всесторонней оценки экс­ плуатационных качеств компрессора нередко более целесообразным считается применение универсальных характеристик (см. сноску на стр. 226), представляемых обычно в виде зависимости як от

к. п. д. и приведенных чисел оборотов п. Таким образом, если при испытании компрессора при атмосферных условиях р 0 и Т 0 заме­ ренные расход воздуха и частота вращения составят G0 и п0, то по отношению к стандартным условиям рст — 760 мм рт. ст и Т „ = = 293 К, режим работы компрессора определится из соотношений

240

В общем случае приведенный расход воздуха является функцией степени повышения давления, к. п. д. и частоты вращения ком­

Анализ характеристик компрессора показывает, что степень повы­ шения давления и к. п. д. для фиксированной частоты вращения достигают максимальной величины при вполне определенном зна­

режимов двигателя с газотурбинным (или механическим )наддувом возникает необходимость обеспечения надежности работы центро­ бежного компрессора, которая обычно оценивается коэффициентом запаса устойчивости &уст. Данный коэффициент, определяющий относительное удаление рабочей точки от зоны помпажа (соответ­ ственно точки А и А 1 на рис. 11.24), в численном отношении харак­ теризуется отношением степени повышения давления к расходу воздуха при неизменной частоте вращения для границы помпажа и точки совместной работы компрессора с дизелем

Практически является недопустимым значение &усх менее 8%. Для заданной температуры газа Г* расходная характеристика

турбины и ее к. п. д. представляются как функции степени рас­ ширения газа л* и частоты вращения п (рис. 11.25). Таким обра-

зом, сама расходная характеристика турбины является функцией трех параметров

Эта характеристика связана с расходом воздуха и топлива через двигатель и может быть представлена зависимостью от параметров

стики двигателя необходимо существенное увеличение подачи воздуха на рабочий цикл двигателя (цикловой подачи воздуха) по мере уменьшения частоты вращения с целью соответствующего изменения крутящего момента. При продувке цилиндра и проме­

для иллюстрации сказанного выше нанесены линии расхода воздуха, соответствующие условиям работы двигателей различного назначе­

242

эксплуатации высокое значение крутящего момента транспорт­ ного двигателя при снижении частоты вращения должно сохра­ няться примерно до значения 50% от номинального.

На характеристике по рис. 11.26 линии постоянных частот вращения двигателя условно обозначены в виде соответствующих

долей от номинальной частоты вращения: п = 1,0; п = 0,8 и т. д.

Линия номинальной частоты вращения (п = 1,0) характеризует работу стационарного двигателя.

Как видно на рис. 11.26, компрессор удовлетворяет требованиям дизеля типа Д6 по любому его назначению, однако для идеальной транспортной характеристики (кривая 3) в зоне малых частот вращения несколько падает к. п. д. компрессора (тонкие круговые линии с индексами 0,7; 0,72; 0,74). Для некоторой компенсации падения к. п. д. вообще требуется сместить характеристику ком­ прессора влево, снизив при этом и его к. п. д. на номинальном режиме работы, что нередко и выполняется на практике путем соответствующей подгонки компрессора.

Основными показателями турбины являются к. п. д. и про­ пускная способность. Для турбокомпрессоров судовых и стацио­

(стационарным) двигателям предъявляется требование быстрого приема нагрузки, что связано с быстрым разгоном турбокомпрес­ сора. Ротор ТК такого двигателя, так же как и транспортного, должен иметь минимальный момент инерции. Для обеспечения удов­ летворительной формы внешней характеристики (крутящего мо­ мента) транспортного двигателя весьма целесообразно регулиро­ вание пропускной способности турбины посредством поворота сопловых лопаток.

Степень форсирования двигателя с наддувом по среднему эф­ фективному давлению зависит от степени наддува А,„, определяемой

Впоследней формуле более низкие значения ркотносятся к че­ тырехтактным двигателям, а сама формула дает лишь ориентиро­ вочное представление о реальной величине давления наддува, которое окончательно выбирается при доводке конкретного об­ разца двигателя. Значения среднего эффективного давления, дав­ ления наддува и ряда других основных параметров исполненных двигателей представлены в табл. II.8 и II.9.

Рекомендуемая классификация двигателей (дизелей) по сте­ пени наддува представлена в табл. 11.10.

Всилу сказанного выше, исходными данными при выборе ТК являются степень повышения давления пк в компрессоре (давле-

245

Рис. 11.27. Поле производительности турбокомпрес­ соров типов ТК (а) и ТКР (б) по ГОСТ 9658—66

247