о |
a) t„,°C |
ft) in-, с. |
о |
|
|
0 5 |
|
|
Рис. V.56. Изменение температуры охлаж даемого маслом поршня при резкой останов ке двигателя после работы на полной мощ
ности: |
а — прокачка |
масла |
прекращена |
одновременно с прекращением |
подачи топ |
лива; |
б — прокачка |
масла |
продолжается |
после прекращения подачи топлива; в — про качка масла прекращается через 30 мин после прекращения подачи топлива
новившемуся режиму. Наибольшую величину имеют тангенциаль ные напряжения а4, максимальное их значение при прогреве превышает в рассматриваемом случае на 17% величины сг4 при установившемся режиме работы двигателя. Напряжения в осе вом направлении сг3 изменяются плавно, аналогично изменению температур. Наибольшие изменения претерпевают радиальные на пряжения о х и сг2 при небольших значениях на установившемся режиме, максимальное значение которых в процессе прогрева относительно велико (около 10 кгс/мм2).
На рис. V.56 показано изменение температурного состояния поршня двигателя «Гетаверкен» 760/1500 VGSU после внезапной остановки полностью нагруженного двигателя. Как видно из рис. V.56, а (поршень без направляющей поток масла вставки), температура в точке 5 через две минуты после остановки двигателя поднялась с 225 до 275° С. В точке 4 в течение первой минуты до остановки масляного насоса, подающего масло на охлаждение поршня, температура уменьшилась. С момента остановки насоса температура начала увеличиваться за счет передачи теплоты от наружной поверхности днища и через 14— 15 мин достигла 210° С. Если при этой температуре пустить двигатель вторично, то воз можно образование отложений на внутренней поверхности днища, кроме того, возможно появление трещин в связи с возникновением усадочных напряжений.
На рис. V.56, б показан характер охлаждения поршня, имею щего вставку, после остановки двигателя без выключения подачи масла в поршень. Как и в предыдущем случае, температура в точке 5 в первый момент возросла (с 225 до 260° С), так как при неработающем двигателе, несмотря на продолжающуюся про качку, масло не омывает эту область днища. Через 20 мин темпера тура днища снизилась во всех точках значительно ниже 200° С. Однако если прекратить прокачку масла, температура в точке 4, как это видно из рис. V.56, в, вновь возросла бы, сравнявшись через 15— 20 мин с температурой в точке 5. Следует обратить вни мание на кратковременное, но значительное увеличение перепада температур в точках 4 и 5 (почти в два раза).
Приведенный пример показывает, что при определенных кон струкциях охлаждаемых поршней (в частности, поршней, охла ждаемых взбалтыванием) возможно при резком сбросе нагрузки и последующей остановке двигателя (например, при реверсиро вании) заметное увеличение температуры в отдельных точках днища поршня и температурных градиентов. Это при повторном пуске двигателя могло бы привести к выходу из строя поршня. Для обеспечения нормальной работы поршневой группы следует придерживаться определенных режимов остановки двигателя и охлаждения.
ПРИЛОЖЕНИЕ
РАСЧЕТ ТУРБОКОМПРЕССОРА |
|
Выбрать основные параметры и рассчитать ТК для вновь проектируемого |
четырехтактного быстроходного дизеля мощностью Ne — 620 л. с. |
при п = |
— 2000 об/мин, среднем эффективном давлении рабочего цикла ре н = |
14 кгс/см2 |
и удельном расходе топлива ge = 160 г/л. с. |
ч. |
|
Параметры внешней среды: давление р0 = |
1,03 кгс/см2, температура !Г0 = |
= 293° К- |
|
|
1,4 и газовая |
Физические константы для воздуха: показатель адиабаты k = |
постоянная RB= 29,3 |
кгс-м/кгс-град; для газа W = 1,34, Rr = 29,2 кгсХ |
X м/кгс - град. |
|
|
|
П р и м е ч а н и е . |
Параметры внешней среды должны приниматься |
в соответствии |
с фактическими условиями работы дизеля. В частности, при работе дизеля в высокогор ных условиях для выбора этих параметров можно пользоваться данными табл. 1.9 в пер вом разделе.
1. Принимаем коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива а = 1,8» коэффициент продувки <р = 1,18, среднее эффективное давление рабочего цикла дизеля без наддува ре = 6,2 кгс/см2.
2.Степень наддува дизеля
3.С учетом повышенной быстроходности дизеля статическое давление над дува по формуле (11.58)
Рк ^ Ро + 1,06 (К — 1) = 1,03 + 1,06 (2,26 — 1) = 2,37 кгс/см2.
4. Требуемый для работы дизеля расход воздуха по формуле (11.33) при теоретически необходимом для сгорания топлива количестве воздуха L 0
14,3 кгс воздуха/кгс топлива
g e/VeL0a(p |
160-620-14,3-1,8-1,18 |
в 1000-3600 |
0,84 кгс/с |
1000-3600 |
или 0,70 нм3/*4с.
5.Количество отработавших (выпускных) газов
с ' = & ( ' + 1 д - ) = “ |
( ' + r a - i W ) “ 11868 кгс,с- |
Расчет компрессора 1
Центробежные компрессоры для наддува дизелей применяются одноступен чатые, обычно — с колесами полуоткрытого типа и радиальными лопатками
1 Методика расчета компрессора составлена доц. ЛПИ Ю. Б. Галеркиным с исполь зованием рекомендаций из работ [13], [201.
Основные параметры ступени
1. Полное давление в сечении а—а (рис. 1)
Ра — Ро— ДРвс — 1.03 — 0,03 = 1 кгс/см2,
где Дрвс — потери в воздушном фильтре (глушителе шума); обычно
Арвс = 0,02-г- 0,05 кгс/см2.
2. Статическое давление на выходе из компрессора
Рк = Рк + Дрк = 2,37 ф- 0,01 = 2,38 кгс/см2.
ГДп ппк —,П07еРи во впускном трубопроводе двигателя; |
обычно |
Дл |
= 0 01 = |
н-0,02 кгс/см2, при наличии воздушного охладителя |
после |
нагнетателя — до |
0,05 кгс/см2. |
|
|
|
|
|
|
|
|
3. |
По эмпирической |
формуле ориен |
тировочно |
окружная |
скорость |
рабочего |
колеса |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
и2ор *** (Рк 4- 1) 100 = |
(2,38 ф- 1) 100 = |
|
|
|
= |
338 |
м/с. |
|
|
|
4. |
Скорость |
потока |
воздуха |
в сече |
нии a—a |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
са= 0,15н2 ор = |
0,15-338*=» 50 |
м/с. |
Обычно |
|
|
|
|
|
|
|
|
са = |
(0,15 4- 0,3) и2= |
(50 -т- 100) м/с. |
5. |
Удельный |
вес |
воздуха |
в сечении |
a—a |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ра Ю4 |
_ |
М О 4 |
|
Ya— |
Ya - |
|
т* |
- |
29,3-293 |
= |
|
|
|
|
'в |
а |
|
|
|
|
|
|
|
= |
1,16 |
кг/см3. |
|
|
|
6. |
Статическое давление |
|
|
|
|
Ра |
Ра |
Ya |
2g |
|
|
|
Рис. 1. Схема проточной части ; |
|
|
|
502 |
|
|
|
|
|
центробежного компрессора = 1-104— 1,16 19,6 =0,985 кгс/см2.
Расчет ра не учитывает сжимаемости воздуха, что допустимо при скорости по тока менее 100 м/с.
7.Степень повышения давления
рк 2,38 = 2,41.
Ра 0,985
8. Статическая температура
|
|
|
|
50J |
|
|
|
2g |
Ср |
.293- ~20КГ |
.292 К |
|
|
|
|
|
(СР |
,9.’?^ |
ккал/кг-град, теплоемкость |
воздуха при |
постоянном давлении; |
А = |
1/427 |
ккал/кгс м). |
|
|
|
9.Адиабатическая работа ступени
,I к—1
LK. |
ап |
= |
г ^ - |
RBTa { я „ * _ |
1 ) = |
102,4-292 (2,410’286 — l) = 8500 кгс-м/кгс ' |
^к. д |
|
-^ г у |
\пК |
|
|
|
10, |
Объемный расход воздуха в начальном сечении |
|
|
|
|
Va = — |
= ~ |
- = °'724 М3/С' |
|
|
|
|
Ya |
1,16 |
11. Ориентировочный диаметр рабочего колеса компрессора
Здесь Ф — коэффициент |
расхода; |
его |
оптимальное |
|
|
|
|
значение |
0,075—0,095. |
Значения Ф |
менее |
0,065 и |
|
|
|
|
более 0,11 |
нежелательны. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
12. |
В соответствии с ГОСТ9658—66 (см. табл. II.7) |
|
|
|
|
принимаем ближайший |
номинальный |
|
базовый |
-диа |
|
|
|
|
метр колеса, равный 180 |
мм. |
|
|
|
|
при |
|
|
|
|
13. Коэффициент расхода, соответствующий |
|
|
|
|
нятому |
диаметру |
|
рабочего колеса |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ф = |
_ _ X*-----= |
, ^ |
Д 721 |
- — |
= |
0,084. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,785 •0,182-338 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Полученная |
величина |
лежит |
в оптимальных пре |
|
|
|
|
делах. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
14. |
Выбираем |
число |
лопаток |
колеса на ’'выходе |
|
|
|
|
г2 = 20 |
и двухъярусную решетку, |
т. е. |
число лопаток |
|
|
|
|
на входе zx — 10 (рис. 2). |
Меньшее |
число |
лопаток |
|
|
|
|
на входе уменьшает загромождение потока, |
улучшая |
|
|
|
|
работу ступени, особенно на нерасчетных режимах. |
|
|
|
|
|
У выполненных |
конструкций |
z2 = |
12--30, |
при |
Рис. 2. Схема вращаю |
этом меньшие значения принимаются для колес малых |
диаметров и при одноярусной решетке. |
к. п. д. приме |
щегося |
направляю |
15. |
Для получения |
наибольшего |
щего аппарата |
ним в ступени лопаточный диффузор. |
Согласно |
|
диффузором наи |
ГОСТ 9658— 66 |
для |
ступени с D2 = |
180 мм и лопаточным |
меньшее значение адиабатического к. п. д. по статическим параметрам |
■%. ад = |
— 0,76. |
С |
учетом |
возможных улучшений проточной |
части примем ■%. ад=0,78. |
|
|
|
|
|
|
|
Рабочее колесо |
|
|
|
|
|
|
16. |
Диаметр |
|
входа, |
обеспечивающий минимум |
относительной |
скорости |
в горле межлопаточных каналов на диаметре Dx |
|
|
|
|
|
|
|
|
1 ' • = ( т г ) ' |
= l / Do + l Y - ^ r = |
|
|
|
|
1пТгаш |
\ D2 / ш' т .п |
|
у |
|
|
у |
е2Т2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
- |
y |
W |
|
|
™ |
|
: 0,566. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Здесь Dq= D jD t = |
0,15-ь 0,25 — втулочное |
отношение; |
= |
у^ уа1 = 0,85-н |
-г-0,95 — коэффициент сжатия, меньшие значения которого соответствуют боль
шим окружным скоростям; |
= 0,85ч-0 ,9 5 — коэффициент стеснения |
потока |
на входе в колесо; меньшие значения соответствуют большим числам |
лопаток |
именьшим диаметрам колес.
17.Диаметр входа в колесо, обеспечивающий минимум относительной ск о
рости
D ,= D J ) , |
= 0,18-0,566^0,102 м. |
loij min
Принимаем значение Dj несколько большее, чем по условию a)lmitr
При умеренных Ф и небольших размерах колеса это полезно для увеличе ния высоты лопаток. Окончательно
0 1 = 0,105 м; S j = |
= |
0,583. |
X - /g |
U , I О |
|
Обычно D j = 0,55ч-0,7.
18.Диаметр втулки
D0 = D2D0 = 0,18- 0,2 = 0,036 м.
19.Отношение диаметра втулки к диаметру входа
Do |
0,036 |
Di |
= 0,323. |
0,105 |
Для получения приемлемой формулы лопаточной решетки в корневом сечении
следует иметь D0/D1^ |
0,3. |
|
входа |
|
|
20. |
Относительный средний диаметр |
|
|
|
DCp |
|
|
1 |
I f |
0,1053 + 0,0362 |
|
|
|
|
0,18 |
У |
|
2 |
0,436. |
|
|
|
|
|
|
|
|
21. |
Коэффициент |
уменьшения |
теоретического |
напора |
|
|
2 |
л |
1 |
|
2 |
3,14 |
1 |
0,884. |
|
|
|
|
3 |
Ч |
1 — 5 2р |
+ |
3 |
20 |
1 — 0,4362 |
|
22.Коэффициент адиабатического напора ступени
■2 1 |
% . адЯт = 2 ( 1 + - ^ - ) |
0,78-0,884 = 1,44, |
Нт |
|
|
что несколько более Нк по табл. II.6. по причине принятого повышенного числа |
лопаток рабочего колеса |
(двухъярусная решетка). |
Здесь # т = р — коэффи |
циент теоретического напора, равный коэффициенту уменьшения теоретического
напора для колес с рл2 = |
90° при отсутствии предварительной закрутки потока; |
а д = 0,03ч-0,08 — коэффициент дискового |
трения, большие значения которого |
соответствуют малым Ф. |
|
fyi |
23. Окружная скорость |
и2 = Т / |
Нк |
= 340;м/с- |
V |
’ |
24.Площадь входного сечения колеса
—-j- (D^ — Dq) = 0,785 (0 ,1052 — 0,0362) = 0,761 •10~2 м2.
25. Полное давление во входном' сечении |
|
|
|
Pi = |
о вхра = |
0,995-1 = |
0,995 кгс/см2. |
|
Здесь |
crBX. = P i/pa — коэффициент |
полного |
давления, |
принятое |
значение ко |
торого |
проверено ниже. |
Обычно |
овх = 0,97-f-0,998, меньшие значения— для |
криволинейных входных |
патрубков и высоких окружных скоростей. |
У |
рассчитываемого |
турбонагнетателя |
небольшие |
размеры, |
позволяющие |
применить консольное расположение рабочих колес компрессора и турбины, что, в свою очередь, позволяет применить аэродинамически совершенный осе вой входной патрубок.
26. Безразмерная плотность тока
q = _ М.1— = |
К Т* |
= ________ 0.84УШ_______ |
41 |
(РЛ )кр |
mp\Fx |
0,397.0,995-10«. 0,761-10~2 |
Здесь |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
/ |
|
k+1 |
__ |
|
|
|
|
|
|
|
V b |
для воздуха т = 0,397. |
|
|
|
|
|
|
27. |
Значения Klt т*. лд в функции от qt по таблицам газодинамических функ |
ций 1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Cl |
0,318; |
хг |
п |
= |
0,983; |
|
|
а 1кр |
|
|
■ |
|
|
|
пг = Ц - = |
0,943. |
|
|
|
|
|
Pi |
|
|
|
|
28. |
Параметры потока в |
сечении 7—I (рис. 1) |
|
; MlKp : :^ 18,3 |
у~Т 1 = |
0,318-18,3К 293 = 100 м/с; |
|
|
7\ = х{Гх = 0,983-293 = |
288 |
К; |
|
рх = |
n xPi = |
0,943-0,995 = |
0,939 |
кгс/см2; |
|
|
р, 104 |
0,939-104 |
. . . |
|
* “ % 7 7 = 2 Ш 8 Г = | -П ВГС/М'
29.Потеря напора во входном патрубке
1002
Lr ВХ — |в ч = 0,05 19,6 = 25,5 кгс-м/кгс.
Здесь |вх — коэффициент потерь входного патрубка, равный 0,03—0,06 при осе вом входе и 0,1—0,2 — при криволинейных входных патрубках.
30. Показатель процесса расширения в патрубке
Ювх |
|
LrI |
|
= |
3,5- |
|
25,5 |
= 3,67. |
|
|
29,3-293 (0,983 — 1) |
/ЛВХ --- |
1 |
ВДС*Г |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 См. |
к н и г у А . А . |
Д и м е н т о |
в о |
ft, |
Ф. С. Р е к с т и |
н а, В. А. Р я б о в а . « Т а б |
л и ц ы г а з о д и н а м и ч е с к и х |
ф у н к ц и й » . |
Л . , |
« М а ш и н о с т р о е н и е » , |
1966. |
|
31. Коэффициент -полного давления
|
вх |
И |
0,9833'67 |
|
:0,995, |
|
0.9833’5 ' |
Л |
- 1 |
Ч |
|
Полученная величина совпадает с заданной в п. 9. В противном случае нужно сделать перерасчет.
32. Направление относительной скорости на входе в колесо:
|
|
|
|
100 |
26° 45'; |
Pi = |
arctg- u2Dx |
arctg |
= |
340-0,583 |
|
Pep = arclg |
Cl |
|
100 |
= 34°; |
= arctg |
|
|
^2^CP |
|
340-0,436 |
|
Po = |
arctg |
|
arctg |
100 |
55° 20'. |
uJDq |
340-0,2 |
33.Направление входных кромок лопаток:
Рлх = Pi + Ч = 26°45' + 2° = 28° 45';
Рл. ср = Рср + *"ср = 34° + 2° = 36°;
Рло = Ро + »о = 55° 10' + 2° = 57° 10'.
Максимальный к. п. д. обычно получается при i «==< 1ч- 3°. Для расчетного режима принят постоянный по высоте лопаток угол атаки 2°. Иногда оптималь ный угол атаки выбирается с учетом стеснения потока лопатками.
34.Коэффициент стеснения:
|
t1— 1 |
V i |
= 1 |
0,0015-10 |
= 0,905; |
|
nD2D1 sin pj, |
3,14-0,18-0,583-0,482 |
|
|
|
|
|
|
Тср — 1 |
5CpZi |
|
|
0,0018-10 |
= 0,88; |
|
KD2DCp sin Pл> cp |
|
3,14-0,18-0,436-0,587 |
|
t 0 = 1 |
602i |
|
= 1 |
0,0022-10 |
0,77. |
|
nD2-D0 sin Рл |
'3,14-0,18-0,2-0,846 ~ |
|
Здесь 6 — толщина лопаток на входе, |
равная на среднем диаметре 0,5— 1,5% |
от D2 (большие значения для колес малого размера) и несколько уменьшающаяся от втулки к периферии.
35.Уточненное значение коэффициента расхода -
Va 0,724
0,0839.
я П2„ 0,785-0,182-340
4~ иЧи2
При Ф > 0,09ч-0,1 трудно обеспечить приемлемые размеры лопаток колеса радиальной турбины.
36.Коэффициент сжатия во входном сечении
37. Уточненное значение отношения диаметров, обеспечивающее минимум относительной скорости на входе
Dlaijmin |
1 / |
Dq + |
2Ф2 |
|/~0.22+ |
2-0.08392 |
|
|
|
|
„2_2 |
|
0,9562-0,905а |
|
|
|
|
V е 1т 1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= |
0,554, |
|
|
практически совпадает с полученным в п. |
16, в связи с чем выбранное значение |
7 + = 0,105 м (р г = |
0,583) |
принимаем |
за |
окончательное. |
диаметрах |
38. |
Относительная скорость на |
входе |
на наружном и среднем |
^ - V |
i x |
) 2+ |
= V |
|
{ о ж У + <о’583'340)2 |
|
|
|
|
|
:226 |
м/с, |
|
|
|
wср |
V |
+ |
|
“ |
/ |
|
( ш ) ” + <0,436-340)= |
= |
|
|
|
|
= |
187 |
м/с. |
|
|
39. |
Максимальное число М |
|
|
|
|
|
|
|
|
М - |
|
~ 20,11/7\ |
|
|
226 |
0,661. |
|
|
|
ai |
|
|
20,1 1^288 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Полученное значение М |
, является умеренным. При М / ^ 0,85-ь0,9 к npO- |
|
|
|
|
tSJj |
|
|
|
|
Wj |
|
филированию предкрылка предъявляются особые требования. В частности, тол щина его лопаток должна быть значительно меньше, чем обычно.
40.Расходная скорость и коэффициент расхода на входе с учетом стеснения
^р_= И4
Ч>1 и2 340 0,336.
41. Расходная скорость и коэффициент расхода на выходе с учетом стесне
ния
сГ'2= 0,9 с'р = |
0,9-114 = 103 м/с; |
Сг2 |
103 |
и2 |
0,302. |
340 |
Обычно сг2 = 0,7ч- 1,0с’ р. Желательно получить ф2 = 0,25-ь 0,32 для сту
пеней с лопаточными диффузорами и 0,3—0,38 для ступеней с безлопаточными
диффузорами.
42. Промежуточный условный диаметр
£>r = l,02Di = 1,02 0,105 = 0,107 м.
43. Рекомендуемое на основании опытов значение скорости в сечении 1*— 1
(рис. 1)
ьг1" Сср + Сг2 114+103 = 108,5 м/с
44. Высота лопатки в сечении* 1"— 1 *
yv,crV,(!tDv, — z-jb")
0,84
0,0238 м.
1,11-108,5 (3,14-0,107 — 20-0,0022)
|
|
Рис. 3. Схема ступени компрессора |
|
45. |
Абсолютная |
и относительная скорости на выходе из колеса (рис. 3): |
|
|
Щ=*У41 + [О — |
Р)«2] 2 = |
|
|
= |
1Л 038 + [(1 — 0,884) 340]2 = 1 1 0 м/с; |
|
|
4 = У 41+ (р «2) 2 |
= 1/7о32+ (0,884.340)2 = 324 |
м/с. |
46, |
Диффузорность колеса |
|
|
|
|
|
^ с р _ _ 1 8 7 _ 1 7 |
|
|
|
щ |
ПО |
’ • |
|
При получении |
|
|
w v |
нежелательного значения диффузорности |
■ ]> 1,8 еле» |
дует увеличить скорость сл и произвести перерасчет. 47. Потери напора в предкрылке
.'2
Wср ■ 0,2 1872 =356 кге-м/кге.
ч 19,6
