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

Т а б л и ц а 11.10. Классификация дизелей по степени наддува

ние наддува рк) и расход воздуха GB. Для номинального режима работы последний может быть установлен по выражению (II.33), в котором коэффициент продувки <р для четырехтактных двигателей следует принимать равным 1,15— 1,20, а для двухтактных— 1,4— 1,8. Значение коэффициента избытка воздуха а при этом в первом приближении может соответствовать таковому для двигателей без наддува.

Для дизелей а практически изменяется в пределах 1,5—2,1, причем большие значения в основном характерны для судовых

Практический выбор ТК по установленным параметрам наддува для конкретного двигателя возможно выполнить по данным на рис. II.27 (см. табл. II.7).

§2. РАБОТА, К. П. Д. Й МОЩНОСТЬ КОМПРЕССОРА И ТУРБИНЫ

Вобщем случае в зависимости от условий работы компрессора процесс сжатия воздуха в нем может быть политропическим, адиа­ батическим или изотермическим.

При наличии охлаждения компрессора показатель политропы сжатия т оказывается большим единицы, но менее показателя адиабаты k\ при отсутствии охлаждения т > k, при изотермичес­ ком сжатии (для совершенного газа) т = 1. Практически работа сжатия не соответствует ни одному из идеализированых процес­ сов сжатия, в связи с чем для оценки процесса преобразования энергии в компрессоре вводится понятие внутреннего к. п. д. Этот к. п. д. представляет собой отношение работы, полезно использованной для сжатия воздуха, ко всей затраченной работе

иодновременно может учитывать изменение кинетической энергии

248

воздуха; он может приниматься и просто по статическим напорам (давлениям). В соответствии с характером процесса сжатия (политропический, адиабатический, изотермический), различаются и внутренние к. п. д. Для охлаждаемых компрессоров наиболее удобна оценка степени совершенства преобразования энергии по изотермическому к. п. д., для неохлаждаемых— по адиабати­ ческому или политропическому к. п. д. Однако в дизелестрои­ тельной практике наиболее употребительным является адиабати­ ческий к. п. д. Адиабатическая работа сжатия и выталкивания воздуха по полным параметрам может быть определена по выра­ жению

Для статических параметров адиабатическая работа LK.ад может быть подсчитана по выражениям (11.10) или (11.14), но при этом в оценке адиабатического к. п. д. цк ад из величины подве­ денной к компрессору работы LK, строго говоря, необходимо вы­ честь динамическую составляющую, т. е.

В последнем выражении с2 и с0 — скорость воздуха на выходе из компрессора и входе в него. Помимо внутреннего к. п. д. раз­ личают также внешний и эффективный к. п. д.

Внешний илй внешние к. п. д. вообще учитывают механичес­ кие потери энергии (трение в подшипниках и передачах), потери энергии на утечки воздуха на линии нагнетания и привод различ­

турбокомпрессора, как правило, учитывается в суммарном меха­

мула (П.11) для определения мощности компрессора перепишется в ином виде:

1 Например, масляный насос.

249

где полный к. п. д. компрессора

Полная мощность NK, потребляемая компрессором, при этом скла­ дывается из внутренней (индикаторной) мощности NKi и внешней NKМех (мощность механических потерь), и, таким образом, меха­ нический к. п. д. компрессора может быть определен отношением

(Н-в4)

Эффективный к. п. д. позволяет производить оценку всех внутренних и внешних потерь. Общая эффективность работы ком­ прессора в первую очередь определяется совершенством его проточной части, существенно влияющим на численный уровень различного рода потерь — входных, профильных, потерь на пере­ текание и утечки воздуха, на трение воздуха о диск рабочего колеса и др.

При упомянутом выше условии отнесения механических по­ терь ТК к турбине баланс энергий по формуле (II. 18) можно представить в виде

откуда требуемая адиабатическая работа турбины (величина сра­ батываемого теплоперепада)

где г]™— полный суммарный к. п. д. ТК. Выражение (II.65) практически используется для определения необходимого пере­ пада давлений в турбине. В самом деле, подобно выражению

(П.13)

k ’ — i

k'

Lт. ад RrTT

(р2 — фактическое противодавление за турбиной, несколько пре­ вышающее внешнее давление. Обычно р 2 *=& 1,055-М, 10 кгс/см2).

С целью упрощения расчета перепада давлений в турбине k’—i

250

По аналогии с предыдущим, формула (11.14) можетбыть переписана

Таким образом, выражение (11.65) с учетом выражений (11.66) и

циальным таблицам х; по этим же таблицам — после расчета вели­ чины по формуле (11.68) — возможно определить искомый пере­ пад давлений в турбине ят — рт/р 2-

Оценка суммарного к. п. д. ТК т)тк производится по значениям адиабатических к. п. д. компрессора т]к ад и турбины г)т ад (табл. II.7); механический к. п. д. турбокомпрессора т)тк мех для под­ шипников скольжения составляет 0,90—0,95; для подшипников качения — 0,96— 0,98

венце ее рабочего колеса и скорости газа сх на выходе из соплового аппарата.

При росте величины и21с1 первоначально т]х ад возрастает,

достигая максимума при — 0,5, а затем убывает. Полученное ci

выше расчетное значение рт представляет собой действительное давление газов перед турбиной в случае применения выпускной системы двигателя с потоком газа постоянного давления (турбина постоянного давления).

Мощность турбины постоянного давления определяется по

В системе с переменным давлением газов перед турбиной (импульс­ ная турбина) строгий расчет работы и мощности может быть осу­ ществлен только при наличии кривых изменения давления и тем­ пературы газов, поступающих в турбину и выходящих из нее, в зависимости от времени (рис. II.28).

1 См. справочник «Дизели». М.—Л., Машгиз, 1964, с. 371.

2 В турбине активного типа вся тепловая энергия газа срабатывается в соп­ лах и преобразуется в скорость-газа, кинетическая энергия которого затем пре­ вращается в механическую работу на рабочем колесе.

251

По данным ЦНИДИ, определение работы и мощности импуль-. сной турбины должно осуществляться по мгновенным значениям за время т полного цикла изменения давления:

о

При этом необходимые для расчета текущие значения величин рт, р 2 и Тг определяются по соответствующим кривым, а вели­ чина мгновенной производительности GTi устанавливается по формуле

МПа кгс/смг

Рис. 11.28. Кривые изменения параметров выпускных газов су­ дового дизеля с ГТН:

1 — кривая давлений; 2 — кривая температуры; 3 — давление над­ дувочного воздуха

Практически расчет работы и мощности выполняется для доста­ точно малых участков времени с осредненными значениями пара­ метров газа и последующим суммированием результатов.

Определение адиабатической работы, соответствующей выбран­ ному участку времени, следует производить с использованием фор­ мулы (II.66). Расчет для удобства производится в табличной форме. С целью получения оптимальных значений Lx. ад и NTимеет боль-

252

шое значение правильный выбор расчетного режима, обеспечи­ вающего максимальный к. п. д. импульсной турбины. При реше­ нии данной задачи могут применяться безразмерные характери­ стики турбины (рис. 11.29), используемые для определения к. п. д. срабатывания импульса г]и. Это определение осуществляется по произвольно назначаемым расчетным значениям адиабати­ ческой работы LT. ад. р турбины (осевой или радиальной) в долях от максимального ее значения; полученная функциональная зависи­ мость для Т1Ипозволяет однозначно установить наиболее выгодный расчетный режим работы импульсной турбины.

Рис. 11.29. Безразмерные характеристики турбин: а — ТКР-23;

б— ТК-30

Вметодическом отношении выбор расчетного режима, обеспе­ чивающего получение максимальной работы (мощности) импульс­ ной турбины, осуществляется следующим образом.

Первоначально полный цикл т изменения давления и темпера­ туры газа разбивается на ряд достаточно мелких участков, для которых по формуле (II.66) подсчитывается элементарная работа LTi. Затем для тех же участков производится определение услов­ ных элементарных расходов газа — по формуле (II.73), в которой пока еще неизвестная величина pFT принимается равной единице. Подобное упрощение, касающееся исключения из расчета вели­

чины пропускной способности pi7.,, турбины, является допустимым, поскольку на данной стадии расчета интересующими величинами являются лишь относительные величины суммарной эффективной работы турбины за цикл при различных условиях использования подведенной к ней энергии газа. Далее, для выбранной окружной скорости рабочего колеса и2 по безразмерной характеристике турбины, аналогичной изображенным на рис. II.29, устанавлива­

ется фактическое значение напора Lx и соответствующее ему мгно­ венное значение к. п. д. турбины.

253

Все рассчитанные величины дают возможность определить элементарные мощности турбины NTi по участкам

и в итоге установить средние значения работы и мощности турбины по формулам (И.71) и (11.72) за полный цикл изменения исходных параметров.. Заключительным является определение среднего за цикл к. п. д. т]и импульсной турбины. Подобный просчет про­ изводится для нескольких значений окружной скорости и2, минимальные значения которой определяет условный максимум

сации подобного несоответствия, в расчет следует вводить попра­

Представленный сравнительно точный расчет импульсной турбины практически очень сложен и потому нередко применяются упрощенные расчеты. Так, при проведении расчетов применительно к четырехтактным двигателям, для уточнения исходных величин Gr и ^х. ад, получаемых на основании выражений (11.16), (11.18) и (11.33), можно принимать только поправочные коэффициенты kL и kG в зависимости от избыточного давления наддува, не вы-

254

полняя трудоемких расчетов, связанных с определением г)цтах. Тем не менее, при этом приходится вводить поправочный коэффи­ циент т)попр к к. п. д. импульсной турбины, который, естественно, оказывается меньшим по сравнению с к. п. д. турбины постоянного давления1.

По данным Н. К. Константинова и В. Р. Бурячко,г г)попр можно выразить следующим уравнением:

вкотором отношение максимального давления перед турбиной Ртшах к среднему давлению рт, с? в зависимости от избыточного давления наддува рк можно оценить по табл. 11.11. Таким образом,

вданном случае расчетными будут являться величины:

Т а б л и ц а 11.11. Численное значение отношения максимального давления рт гаах перед турбиной

ксреднему давлению рх. ср

взависимости от избыточного давления наддува

кгс/см2 0,2 0,5 0,8 U

Рк

Дальнейший газодинамический расчет (расчет проточной части) импульсной турбины по установленным значениям исходных дан­ ных выполняется аналогично расчету турбины постоянного дав­ ления.

Для двухтактных дизелей упрощенный расчет импульсный турбин затрудняется тем, что в данном случае импульс давления характеризуется двумя примерно равными по располагаемой энер­ гии (но существенно отличающимися по располагаемому перепаду) периодами кратковременного выпуска с высокими давлениями и выпуска во время продувки. Таким образом, даже незначитель­ ное отклонение фактического режима импульсной турбины от оптимального режима может привести к существенному сниже­ нию эффективности ее действия.

1 Как говорилось выше, относительно большая внешняя работа .импульсной турбины обусловлена использованием дополнительной энергии импульса газов.

255

§ 3. СПОСОБЫ И СХЕМЫ НАДДУВА

Ранее было упомянуто о целесообразности применения импуль­ сного способа наддува (импульсной турбины) для относительно низких давлений наддува, ограниченных давлением рк не более 1,8— 1,9 кгс/см2. Это не означает, однако, что применение данного способа не может быть распространено и на большие рк, поскольку расчетным режимом совместной работы двигателя с ТК не обя­ зательно является номинальный режим. Подобные случаи встре­ чаются при наддуве двухтактных двигателей, когда использо­ вание импульсности на частичных нагрузках двигателя (естест­ венно, с соблюдением упомянутого выше ограничения по рк) позволяет обеспечить баланс мощности турбины и компрессора

ив ряде случаев отказаться от комбинированных схем наддува.

Вчетырехтактных двигателях подобная необходимость может встретиться, в частности, при стремлении поставить в более вы­ годные условия работы турбину (турбокомпрессор) при работе двигателя по внешней характеристике с частотой вращения менее номинального — с общей целью относительного увеличения крутя­ щего момента двигателя.

Таким образом, все вопросы, связанные с выбором расчетного режима (расчетных режимов) совместной работы двигателя с ТК, определяются сообразно техническому заданию на проектирова­ ние конкретного двигателя.

Важнейшими параметрами турбины являются напор LT и пропускная способность цК,., которые характеризуют энергети­ ческие возможности турбины и гидравлическое сопротивление, вносимое в системувыпуска двигателя, т. е. в конечном итоге — работоспособность самого двигателя. Напор непосредственно зависит от адиабатической работы газа и окружной скорости рабо­ чего колеса турбины:

Пропускная способность p f T турбины представляет собой сече­ ние, эквивалентное по гидравлическому сопротивлению суммар­ ному сопротивлению соплового аппарата и проточной (облопаченной) части рабочего колеса. Как для турбины постоянного давления, так и для импульсной турбины величина p,FTможет быть установлена по условному выражению:

256