книги из ГПНТБ / Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания

или для воздуха

(3 + ц ^ 2н*д2)

Ф =

(3 + игУ3(3 +

Влияние режима работы и потерь в колесе на величину Gmax можно установить, исследовав изменение функции Ф. На рис. 53 видно, что величина Ф при различных ф2 и ы2 с увеличением

т)ад2 возрастает практически по линейному закону и тем интенсивнее, чем больше коэффициент ф2 напора и окружная

скорость и2 колеса. Поэтому чем меньше падение к. п. д. и ко­ эффициента напора колеса с увеличением расхода, тем более широкого диапазона работы компрессора следует ожидать.

Влияние изменения к. п. д. колеса с увеличением расхода показано на рис. 54. Для сравнения было принято колесо с по­ стоянным к. п. д., равным 0,90, и компрессор с диапазоном работы по расходу 40%. При других законах изменения к. п. д. колеса с увеличением расхода до максимального граница пом­ пажа принята неизменной, так как параметры компрессора и к. п. д. колеса при минимальном расходе те же самые, что и в исходном варианте. Потери в других элементах компрессора одинаковы во всех вариантах расчета, который был выполнен

для значений ф>2 = 0,90, ы2 = 1,0 и 1,4.

Уменьшение к. п. д. колеса от 0,90 до 0,80 при увеличении расхода от минимального до максимального приводит к суже­

нию диапазона работы до 22% при значении «2 = 1,4. Следова­ тельно, для расширения диапазона работы компрессора необ­ ходимо расчетную точку по расходу выбирать левее максималь­ ных значений к. п. д. колеса.

Коэффициент напора ф2 зависит от коэффициента циркуля­

уменьшение р составляет 2—3% [15]. Уменьшение р с увеличени­ ем расхода способствует уменьшению максимального расхода лопаточного диффузора.

90

Следует подчеркнуть, что увеличение абсолютной величины коэффициента ц, например, вследствие увеличения числа лопа­ ток колеса может не дать необходимого эффекта по увеличению диапазона работы компрессора. Это объясняется тем, что одно­ временно с увеличением максимального расхода через лопа­ точный диффузор будет увеличиваться плотность газа и, следо­ вательно, углы атаки при входе потока на лопатки диффузора при минимальных значениях расхода. Поэтому следует ожидать

Увеличение коэффициента дисковых потерь а/ способствует увеличению коэффициента напора фг, но одновременно вызывает

(94)

1+ т п 2^ + а / - ' Л )

где Gmax — максимальный расход через лопаточный диффузор при отсутствии потерь на трение диска.

91

Выражение (94) подтверждает высказанное положение. Потери полного давления во входном устройстве компрес­

сора влияют на максимальный расход через лопаточный диффу­ зор так же, как на максимальный расход через рабочее колесо. При этом также основное влияние оказывает характер измене­ ния Овх с изменением расхода воздуха. Более существенным, однако, является влияние входного патрубка на к. п. д. колеса (если он не обеспечивает достаточно равномерного потока на входе).

Влияние безлопаточной части диффузора на величину Стах и на диапазон работы компрессора выражается через коэффи­ циент восстановления давления стелТак же, как и при исследо-

вании влияния других факторов, убеждаемся, что если для величины Gmaxa имеет значение абсолютная величина стбл, то на диапазон работы компрессора основное влияние оказывает ха­ рактер изменения коэффициента сгбл с изменением расхода воздуха.

Для оценки влияния обл на диапазон работы компрессора представляет интерес проанализировать изменение этого коэф­ фициента с изменением расхода воздуха при работе компрессора с неизменной окружной скоростью колеса.

уменьшением относительной ширины диффузора Ь2 максимум кривой обл = f(a2) смещается в область больших значений угла 0 2 . По характеру кривых Обл = [(а-г), показанных на рис. 55,

92

видно, что с увеличением расхода сверх значений, соответствую­ щих углам потока а2 = 16 н- 20°, снижение коэффициента ОбЛ будет способствовать более раннему «запиранию» лопаточного диффузора.

Представляет интерес проанализировать влияние на про­ пускную способность лопаточного диффузора относительной

Ь2 и при заданной величине произведения b2sin аг тем выше, чем

93

несколько смещающиеся в область больших значений b2sin а2 с увеличением относительной ширины Ь2. Значения оптимальных

выдерживая оптимальными или несколько меньше оптимального

значения угла а2. Увеличение ширины Ь2 без создания существен­ ной диффузорности в каналах рабочего колеса возможно лишь при уменьшении наружного диаметра колеса D2. Это оправды­

спроектировать лопаточный диффузор с большей относительной площадью каналов. Расчетный анализ с использованием урав­ нений (46), (49) и (50) показывает, что при неизменной отно­ сительной ширине горловины межлопаточного канала диффузо­

ра с увеличением г3 проходное сечение диффузора растет

быстрее, чем убывает коэффициент облЭто способствует увели­ чению максимального расхода, пропускаемого лопаточным диффузором.

На величину Gmax влияет абсолютная величина коэффици­ ента расхода рд, в то время как на диапазон работы компрес­ сора по расходу влияет характер ее изменения с изменением расхода. Величина цд в настоящее время может быть опре­ делена лишь экспериментально. Для этого расчетным (при

известных значениях к. п. д. колеса Щдг) или эксперименталь­ ным путем определяют полные параметры на входе в лопаточ­

через регулируемый лопаточный диффузор компрессора ТК-40 показано на рис. 57. Здесь в качестве аргумента принята отно­ сительная площадь минимального сечения канала диффузора

/д = — , где /д и /з — соответственно площади в сечениях а3— а3

f3

и III—III (см. рис. 11). Тогда коэффициент расхода

( G max)p

Его значения в зависимости от окружной скорости и2пр ко­ леса компрессора ТК-40 показаны на рис. 58. Здесь же нанесены

94

аналогичные зависимости для диффузоров компрессоров ТК-23

иТК-34.

Сувеличением и2 значения цд сначала возрастают, достигая максимума в интервале изменения и2 = 250 ч- 300 м/с, а затем резко падают. Такой характер изменения коэффициента расхода объясняется уменьшением углов атаки при входе потока в диф­ фузор с увеличением окружной скорости и2 при максимальном

расходе газа, однако при значениях и2 = 300 -т- 350 м/с основное.--

деляющей как величину скорости, так и степень выравнивания и стабилизацию набегающего на лопатки диффузора потока. Поэтому при увеличении площади каналов диффузора компрес­

значения цд наблюдались в компрессорах с большей относитель­ ной длиной траектории частиц газа в безлопаточном диффузоре:

Это объясняется лучшим выравниванием и стабилизацией потока, выходящего из колеса. Опыты показали, что для высоко-

95

напорных ^компрессоров во избежание резкого снижения рд

величина I должна быть не менее 3,5—4,0.

Течение воздуха через лопаточный диффузор при макси­ мальном расходе по своему характеру напоминает течение газа в сопле Лаваля при нерасчетных степенях понижения давления.

Известно, что в этом случае ограничение расхода происходит в узком сечении ка­

ном расходе для различ­ ческого давления вдоль канала диффузо­

ное изменение давления в горловине ка­ нала, подтверждая тем самым, что расход в лопаточном диффу­ зоре ограничивается узким входным сечением каналов.

Таким образом, удельный максимальный расход воздуха че­ рез каналы лопаточного диффузора является интегральным параметром, характеризующим качество компрессора при его работе на режиме максимального расхода. Действительно, с од­ ной стороны, при неизменной окружной скорости колеса п2пр

96

величина Gmaxд/'/дгсом больше, если больше к. п. д. колеса, мень­ ше потери полного давления во входном патрубке, безлопаточном диффузоре, во входном участке лопаточного диффузора. С другой стороны, характер изменения потерь в указанных эле­ ментах с изменением расхода определяет диапазон работы ком­ прессора. Поэтому чем больше удельная пропускная способность

шей зависимостью к. п. д. колеса этого компрессора от расхода (см. рис. 26).

Таким образом в качестве основных мероприятий, способ­ ствующих расширению диапазона работы одноступенчатого центробежного компрессора, на основании теоретического ана­ лиза, подтверждающего накопленный при создании компрес­ соров опыт, можно рекомендовать следующие:

1.Применение тщательно спрофилированных входных пат­ рубков с осевым входом потока.

2.Меридиональное профилирование колеса, обеспечивающее плавное ускорение потока в радиальной части колеса.

Uf. Нору«nt_________ОХЛАЖДЕНИЕ ВОЗДУХА,

ПОДАВАЕМОГО В ЦИЛИНДРЫ

НЕОБХОДИМОСТЬ И СПОСОБЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ВОЗДУХА

Известно, что одним из основных путей достижения высоких удельных показателей, комбинированных двигателей является'

увеличение среднего эффективного давления ре = fl — ; ---- ; г|Д

в цилиндре в начале сжатия; а — коэффициент избытка воздуха; г)ѵ — коэффициент наполнения; це— эффективный к. и. д.

Анализ влияния различных факторов на величину ре с уче­ том возможных пределов их изменения показывает, что наибо­ лее просто увеличение ре может быть достигнуто увеличением

отношения Ра практически пропорционального плотности воз­

Т а

душного заряда цилиндров. При этом всегда рациональнее уменьшать Та, так как в этом случае максимальные тепловые и динамические напряжения будут меньше, чем в случае достиже­

Та

фект количественно зависит и от совершенства способа, и кон­ структивного устройства, используемых для охлаждения воз­ духа.

Если потери давления на охлаждение воздуха будут такими, что суммарный рост плотности воздуха будет незначительным или вовсе отсутствовать, а также в случае, если затраты мощ­ ности на функционирование системы охлаждения (на переме­ щение воздуха и охлаждающей жидкости, а при необходимости, и на охлаждение последней) окажутся близкими к увеличению индикаторной мощности, получаемому вследствие охлаждения наддувочного воздуха, то такое охлаждение термодинамически неоправданно.

При оценке целесообразности установки охладителя надду­ вочного воздуха и сопутствующих ему узлов и деталей необхо­ димо, наряду с термодинамическим эффектом, в каждом кон­ кретном случае учитывать как возможное уменьшение темпера­ тур деталей двигателя и повышение их надежности, так и увели­ чение затрат на систему охлаждения воздуха и увеличение раз­ меров силовой установки, связанных с применением этой сис­ темы.