книги из ГПНТБ / Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания

Для двигателей более раннего выпуска: 6ЧН 25/34, 6ЧН 31,8/33 (Д50) и 124 15/18 (1Д12) аналогичная эксперименталь­ ная зависимость (кривая /// на рис. 70) описывается уравнением

ет количество тепла, которое должно отводиться через охлади­ тели тепловоза. Например, количество тепла, отводимого охлаж­ дающим устройством одной секции серийно выпускаемого тепло­ воза ТЭ-3 при увеличении мощности его двигателя вдвое (от 1470 до 2940 кВт), увеличилось бы приблизительно в 2,8 раза. Соответственно (в 2,8 раза) возросли бы размеры и масса ох­ лаждающего устройства тепловоза. При увеличении мощности втрое размеры и масса охлаждающего устройства вырастут не втрое, а уже почти в 5,5 раза.

При такой перспективе роста размеров и массы теплообмен­ ных устройств тепловоза использование поверхностных охлади­ телей воздуха прежде всего на локомотивах встречает серьезные затруднения. Поэтому приобретают важное значение поиски но­ вых методов понижения температуры воздушного заряда ци­ линдров.

ИСПАРИТЕЛЬНОЕ, ВОДОКОНТАКТНОЕ И ТУРБОДЕТАНДЕРНОЕ ОХЛАЖДЕНИЯ

На Коломенском тепловозостроительном заводе им. В. В. Куй­ бышева, начиная с 1949 г., проводились работы по использова­ нию испарительного охлаждения наддувочного воздуха (испа­ рением в нем распыленной воды).

В 1955—1956 гг. испарительное охлаждение исследовалось на двигателе Миррлис TL3, оборудованном турбокомпрессором НЕПИР TS 90 и охладителями фирмы Броун — Бовери.

Как показали опыты, на тепловозном двигателе типа ДН 23/30 при распиливании воды перед входным патрубком компрессора процесс сжатия в нем приближается к изотерми­ ческому (рис. 71). Для сравнения там же показано протекание процесса сжатия в системе воздухоснабжения тепловозного дви­ гателя 16ДН 23/30 (Д45) с поверхностным охладителем. По­ дробное исследование работы турбокомпрессора с испаритель­ ным охлаждением воздуха показало, что параметры даже непри­ способленного к сжатию двухфазного рабочего тела компрессора улучшаются [14]. Пр исследовании на стенде во входном па­ трубке компрессора центробежной форсункой распиливалось различное количество воды и поддерживалась постоянной тем­ пература засасываемого воздуха.

'122

Количество испарившейся впрыснутой воды определяли по относительной влажности воздуха на выходе из компрессора, а также на основании сопоставления количества тепла, потребного на нагревание и испарение распыленной на входе в компрессор воды, с разностью теплосодержаний воздуха на выходе из ком­ прессора без впрыска и с впрыском воды. Необходимость тако­ го двойного контроля связана с приближенностью расчетов в обоих случаях Ч

Испытания показали, что температура воздуха на выходе из компрессора падает почти пропорционально количеству впрыс­ киваемой воды. При работе компрессора с номинальной частотой

q — теплота, затрачиваемая на нагрев воды до температуры на­ сыщения; Ф— скрытая теплота испарения; сѵ — теплоемкость воздуха при постоянном давлении.

Полное испарение воды без 100%-го насыщения воздуха вла­ гой имело место во всем диапазоне изменения расхода воздуха от минимального (ограниченного помпажом), до максимального при степени повышения давления в компрессоре от 1,6 до 2,2, расходе воды до 1,6% расхода воздуха и при температуре окру­ жающей среды 23—25К.

Очевидно, что при увеличении температуры окружающей среды и при более высоких степенях повышения давления эф­ фективность охлаждения воздуха возрастет, так как увеличи­ вается количество влаги, которое окажется возможным впрыски­ вать в компрессор (во время испытаний испарительного охлаж­

123

количество испаряющейся воды только в агрегатах наддува до­ ходило до 2,5% расхода воздуха).

Степень повышения давления в компрессоре при испаритель­ ном охлаждении выше на 3—5% по сравнению с величиной пк без охлаждения. Одновременно на 3—5% увеличивается к. п. д. компрессора, который достигает 75%• Так как частота вращения ротора компрессора в опытах оставалась постоянной, и, следо­ вательно, постоянной была работа, затрачиваемая на сжатие воздуха, то при одинаковом приращении теплосодержания в зо­ не более низких температур при испарительном охлаждении степень повышения давления получалась большей, чем при сжа­ тии воздуха в зоне более высоких температур.

Результат мог бы быть еще лучше, если бы проточная часть компрессора была спроектирована с учетом необходимости сжа­ тия двухфазного рабочего тела и, в частности, с учетом умень­ шения удельного объема смеси воздуха и воды в начале ее испа­ рения н увеличения удельного объема смеси воздуха и водяного пара при дальнейшем нагреве смеси от сжатия, а также с уче­ том тормозящего воздействия на поток неиспарившихся капелек воды.

В ходе исследований двигателей испарительное охлаждение использовалось для оценки возможности дальнейшего их форси­ рования по ре с целью имитирования изменения температуры на­ ружного воздуха, а также для оценки эффекта охлаждения над­ дувочного воздуха при выяснении необходимости установки поверхностных охладителей для снижения теплонапряженности двигателей. Во всех случаях получали повышение индикаторного к. п. д. комбинированного двигателя вследствие увеличения мас­ сового расхода воздуха.

Наряду с увеличением индикаторного к. п. д. при использова­ нии испарительного охлаждения наддувочного воздуха удава­ лось получить и возрастание механического к. п. д. путем сжига­ ния больших порций топлива и получения большой эффективной мощности при той же частоте вращения коленчатого вала и практически при тех же механических потерях.

Понижение температуры выпускных газов при испарительном охлаждении наддувочного воздуха было приблизительно в 1,5—• 2,5 раза больше понижения температуры в наддувочном коллек­ торе или в продувочном ресивере (в зависимости от типа двига­ теля). Таким образом имело место снижение теплонапряженно­ сти не только деталей поршневой части, но и лопаток газовых турбин. В связи с этим представляется важным тот факт, что турбокомпрессор, имеющий только газовую связь с поршневой частью и рассчитанный на работу без испарительного охлажде­ ния наддувочного воздуха, не снижает частоты вращения ротора после введения испарительного охлаждения при той же эффек­ тивной мощности двигателя. Это объясняется тем, что уменьше­ ние работы на сжатие при испарении влаги в сжимаемом воз­

124

духе понижает нагрузку газовой турбины. Кроме того, работо­ способность смеси пара, продуктов сгорания и воздуха при одной и той же температуре выше, чем работоспособность смеси чи­ стых продуктов сгорания и воздуха. Поэтому даже понижение температуры выпускных газов поршневой части на 60—80К мало снижает работоспособность выпускных газов при испаритель­ ном охлаждении. Практически при подаче воды значение л к да­ же возрастает.

Применение испарительного охлаждения воздуха в комбини­ рованных двигателях позволяет экономить цветные металлы и средства на изготовление двигателя, так как исключаются по­ верхностные охладители. Например, только один охладитель над­ дувочного воздуха двигателя пассажирского тепловоза ТЭП-60 стоит 1040 р. Стоимость же той части охладительного устройст­ ва, которая предназначена для охлаждения воды, прокачиваемой через воздушный охладитель двигателя, еще выше.

Несмотря на отмеченные положительные качества, испари­ тельное охлаждение не получило широкого распространения. Это объясняется рядом причин. До настоящего времени результаты эксплуатационных и стендовых испытаний не стабильны. Неяс­ ным казался вопрос о надежности работы комбинированного двигателя в целом, в частности о стабильности свойств смазоч­ ного масла при работе с увлажненным наддувочным воздухом. Немаловажным является также и то, что для железнодорожного транспорта пополнение запасов воды в пути неудобно, связано

свозможностью попадания очень жесткой и даже нечистой воды,

авозить значительные запасы воды на тепловозе нецелесо­

образно.

Известны результаты кратковременных испытаний ряда дви­ гателей (16ДН 23/30, ПЕТТЕР AVI, серия 2, 6L275-B фирмы Шкода и др.) [22, 39, 16], но сделать окончательные выводы на их основании нельзя.

Длительные стендовые испытания двигателей типа ДН 23/30 и Ч-Н 30/38 позволили установить, что охлаждение наддувочного воздуха с помощью испарения в нем распыливаемой воды прак­ тически не влияет на скорость старения масла в системе смазки комбинированного двигателя в случае, если подача воды в зави­ симости от нагрузки регулируется так, что обеспечивается пол­ ное ее испарение до попадания в цилиндры двигателя. Присут­ ствие же в наддувочном воздухе неиспарившихся капель воды ускоряет старение масла подобно тому, как это происходит при попадании воды непосредственно в систему смазки [28].

Следует отметить, что все чаще стали применять эпизодиче­

ствам испарительного охлаждения).

В ЦНИДИ проведено исследование водоконтактных аппара­ тов для охлаждения и очистки наддувочного воздуха. Контакт­

125

ное охлаждение, как и испарительное, отличается отсутствием промежуточных поверхностей охлаждения, так как при приме­ нении водо-воздушных контактных аппаратов струи воды непо­ средственно пронизывают поток воздуха. В этом случае не исключается возможность захвата капель воды и уноса их в ци­ линдры, но она меньше по сравнению с возможностью захвата капель при испарительном охлаждении. Зато расход воды и соответственно мощность на ее прокачку увеличиваются.

К числу новых методов понижения температуры воздушного заряда цилиндров относится также охлаждение сжатого в ком­ прессорах наддувочного воздуха в тур­

бодетандерах.

Расчеты показывают, что в системе воздухоснабжения комбинированного двигателя с турбодетандером по схеме, примененной фирмой Купер-Бессемер, относительно высоки затраты энергии

Рис. 72. Относительные потери Nn% в охлаж­ дающем устройстве при различных к. п. д. ком­

и АТХ = 80°)

на процесс охлаждения. Однако этот недостаток с ростом вели­ чины рс становится менее ощутимым вследствие возрастания т)м и возможного увеличения гц. Особенно большое значение имеют к. п. д. компрессоров н турбодетандера. Изменение затрат мощ­ ности на охлаждение в зависимости от к. п. д. компрессора и турбодетандера показано на рис. 72.

В заключение следует отметить, что агрегаты охлаждения наддувочного воздуха нуждаются в регулировании. В настоящее время регулирование осуществляется перепуском части или все­ го охлаждающего агента (например, воды) мимо охладителя. Такой перепуск производят при помощи терморегуляторов.

Во многих случаях целесообразно предусматривать возмож­ ность полного отключения устройств для охлаждения воздуха, поступающего в цилиндры двигателя. В первую очередь это ка­ сается систем без рекуперативных аппаратов.

Особенно важно иметь регулирование на двигателях, кото­ рые могут эксплуатироваться в районах с резким изменением температуры наружной среды или работать длительно с малыми нагрузками и на холостом ходу. При пуске и работе с малыми нагрузками воздушный заряд цилиндров не только не нужно охлаждать, но в ряде случаев надо даже подогревать.

126

Опыт показал, что смешанные системы охлаждения воздуха как с рекуперативными теплообменниками, так и с турбодетан­ дерами, в частности, обладают пока меньшими возможностями регулирования степени охлаждения наддувочного воздуха при понижении температуры окружающей среды по сравнению с обычными системами воздухоснабжения (только с поверхност­ ными охладителями).

ОСНОВЫ РАСЧЕТА ПОВЕРХНОСТНОГО ОХЛАДИТЕЛЯ

Расчет поверхностного (рекуперативного) охладителя может проводиться при проектировании новой конструкции и для выяс­ нения возможностей и границ понижения температуры надду­ вочного воздуха в существующей конструкции.

Проектируя новое охлаждающее устройство, условно выде­ ляют тепловой расчет (или его теплотехническую часть) и гидро- и аэродинамический расчеты. Кроме того, производят проверку на прочность основных элементов конструкции. Обычно парал­ лельно ведут расчет нескольких вариантов компоновки охлади­ теля и типов теплообменной поверхности. При этом используют экспериментальные данные, характеризующие охладители, мо­ гущие служить прототипом, ограничительные параметры, уста­ новленные ГОСТом 10598—63, и средние статистические харак­ теристики компактности, термодинамической и энергетической эффективности охладителей, данные о которых опубликованы.

Поверочный расчет существующего охладителя, намечаемого для использования в новых условиях эксплуатации, значительно проще и не требует широкого варьирования исходных данных.

Однако в обоих случаях в тепловом расчете конечный резуль­ тат определяется из совместного решения уравнений теплопере­ дачи и теплового баланса:

Исходным, как правило, является количество тепла Q, отво­ димое от воздуха в охладителе.

Конечной целью при новом проектировании является опреде-

размеров и массы, зависящих от конструкции, так как коэффи-

12T

и среднелогарифмический температурный напор 6Т являются функциями формы и направления каналов, по которым движут­ ся охлаждаемая и охлаждающая жидкости:

ln"' K'

тX—т и

Особенности перекрестного или смешанного тока рабочих жидкостей учитываются поправкой е в выражении для средне­ логарифмического температурного напора. При наличии проти­ вотока е = 1; в других случаях эта поправка определяется по графикам [22] и, как показали расчеты охладителей наддѵвочно-

оказывают коэффициенты теплоотдачи от наддувочного воздуха

пренебречь и в расчетах пользоваться выражением К = — °в^ _ «В ”Ь

или (при aw 20а„) К =

В свою очередь, коэффициенты ав и аю являются функциями критерия Нуссельта Nu. При стационарном вынужденном дви­ жении воздуха и воды Nu = /(Re; Pr) ~ cRem.

Критерий Рейнольдса Re для охладителей комбинированных двигателей колеблется в сравнительно узких пределах, так как эквивалентный гидравлический диаметр da— функция коэффи­ циента компактности (он сравнительно стабилен, как это видно из табл. 1), а скорость воздуха при входе в охладитель также имеет оптимум (23—30 м/с).

При поверочном расчете готовой конструкции охладителя конечной целью может быть или возможное понижение темпера-

оптимального значения, а потеря давления воздуха в охладителе не будет больше оговоренной ГОСТом величины.

В гидро- и аэродинамическом расчете потеря давления над­ дувочного воздуха Арх определяется как сумма потери давления на трение воздуха Артѵ, потери давления от местных сопротив­ лений Армс, уменьшения давления при охлаждении в охладите­ ле Apt-

128

где

Н рю2

Ар.тр

рW1

Арме = £

9

Н — полная длина пути воздуха в охладителе (см. рис. 66); ds —■ определяющий размер (обычно эквивалентный гидравлический диаметр, представляющий учетверенное отношение площади се­ чения канала к его периметру или функцию коэффициента ком­ пактности охладителя, приведенную выше).

Для плотности и скорости воздуха приняты средние значе­ ния, но при подсчете местных потерь нужно пользоваться вели­ чиной скорости после сопротивления, а для определения Аpt — величиной скорости в среднем сечении охладителя.

Потери давления охлаждающей воды определяются по ана­ логичным формулам, как функция ptcw ^ (см. приложение 3).

9 Заказ 963

ТИПЫ ТУРБИН КОМБИНИРОВАННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

В таких двигателях применяются осевые, диагональные и ра­ диальные центростремительные (ЦСТ) турбины (рис. 73). Тур­ бины, имеющие только газовую связь с поршневой частью дви­ гателя, выполняют в основном одноступенчатыми. Для высокого давления наддува, в сложных системах воздухоснабжения и при особых условиях на впуске воздуха и выпуске газов используют двух- и трехступенчатые осевые турбины.

Рис. 73. Схемы турбин комбинированных двигателей:

а— осевая ступень; б — диагональная ступень; в — центростремительная ступень

Вдвигателях малой мощности применяют центростремитель­ ные турбины. При низких расходах газа и высоких окружных

скоростях центростремительная турбина имеет более высокий к. и. д., чем осевая. При больших расходах газа экономичнее диагональные и осевые турбины. Снижение к. п. д. осевой тур­ бины при малых расходах газа вызвано увеличением концевых потерь и утечек через радиальные зазоры вследствие уменьше­ ния высоты сопловых и рабочих лопаток. Кроме того, отрица­ тельно влияет падение числа Re.

Концевые потери в центростремительной турбине существен­ но ниже, чем в осевой [13]. В рабочем колесе ЦСТ по сравнению с осевой потери в радиальном зазоре также уменьшаются из-за увеличения высоты лопаток в выходном сечении.

130

Область применения осевых н радиальных турбин иногда оценивают с помощью коэффициента быстроходности

диаметр в сечении на входе в рабочее колесо; си — угол наклона абсолютной скорости; р — степень реактивности.

Для выполненных конструкций осевых турбин турбокомпрес­

типов, то по коэффициенту быстроходности нельзя четко разгра­ ничить области применения осевых и центростремительных тур­ бин в турбокомпрессорах.

Согласно ГОСТу 9658—66 центростремительные турбины применяют для турбокомпрессоров от ТКР-7 до ТКР-23. Осевые турбины применяют при диаметрах колес турбокомпрессоров от 180 мм (ТК-18) и выше. Для привода компрессоров, имеющих диаметры колес от 180 до 230 мм, применяют турбины обоих типов.

Конструктивные преимущества центростремительной турби­ ны — сравнительная простота изготовления рабочего колеса, осуществления соплового регулирования и удобство компоновки в одном агрегате с центробежным компрессором — в отдельных случаях могут преобладать над положительными качествами осе­ вой ступени даже при высоких коэффициентах быстроходности. В то же время существенные недостатки центростремительной турбины — повышенная чувствительность к попаданию посто­ ронних частиц, большой момент инерции ротора и возможное на отдельных режимах неустойчивое течение в колесе, ведущее к повышению вибрационных напряжений в рабочих лопатках,— иногда предопределяют выбор осевой турбины при низких значе­ ниях коэффициента быстроходности.

При выборе типа турбины конструктор принимает во внима­ ние также необходимость обеспечения заданной внешней харак­ теристики двигателя и удовлетворительной работы на неустано­ вившихся и переходных режимах. Большое влияние на выбор типа турбины оказывают соображения компоновки, а также ус­