книги из ГПНТБ / Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания

V Т'

менением положения заслонки на входе в компрессор или на выходе из него изменяют расход воздуха от максимального до минимально возможного, при котором наступает помпаж. При пяти-шести положениях заслонок или расходах воздуха заме­ ряют частоту вращения ротора, параметры торможения (р* и

режима, когда заслонка выпуска воздуха в атмосферу (см. рис. 178) полностью закрыта, а заслонка перепуска воздуха в камеру сгорания открыта, уменьшение расхода воздуха через компрессор производят закрытием заслонки перепуска. Проис­ ходящее при этом падение давления перед турбиной компенси­ руется добавлением воздуха в камеру сгорания от постороннего источника, что также способствует уменьшению расхода воздуха через компрессор. Подобным способом можно изменять расход воздуха через компрессор до начала помпажа.

Увеличение расхода воздуха через компрессор по сравнению с исходным режимом (см. выше) возможно при помощи откры­ тия заслонки выпуска воздуха в атмосферу (см. рис. 178). Это приводит к возрастанию мощности, потребляемой компрессо­ ром, и сопровождается снижением давления газа перед турби­ ной, что вызывает увеличение его температуры.

Таким образом, ограничивающим параметром, не позволяю­ щим получить характеристики при максимальном расходе через

272

методики проведения аналогичной работы на стенде для испы­ тания турбин с гидротормозом в качестве потребителя мощно­ сти. В данном случае потребителем мощности является компрес­ сор, нагрузка на котором регулируется изменением расхода воздуха.

Для снятия характеристики турбины в требуемом диапазо­

к. п. д. турбины определится из баланса мощностей турбины и компрессора по следующей формуле:

При работе стенда по полуразомкнутой схеме не удается определить характеристики турбины в виде (162) или (163) в связи с зависимостью давления газа перед турбиной от режима работы компрессора. Имеется возможность получить следующие зависимости:

Рт

Зависимость (164) можно получить, если при постоянных

значениях ка ^ расход газа изменять лишь измене-

V п

нием температуры газа перед турбиной. Однако изменение Т*т

V к

Определение режимов совместной работы турбины и ком­ прессора при работе стенда по разомкнутой схеме описано в ра­ боте Д. А. Портнова [30]. При работе по полуразомкнутой схеме определение линии совместной работы турбины и компрессора принципиально не отличается от метода, изложенного в работе Д. А. Портнова [30].

По результатам испытаний строят зависимости расхода воз­ духа через компрессор от мощности, потребляемой компрессо­ ром при различных частотах вращения ротора. На эти графики наносят зависимости расхода газа через турбину от мощности при работе с теми же частотами вращения, причем мощность, развиваемую турбиной, подсчитывают по мощности компрессо­ ра. В точках пересечения кривых GK = ](А7К) и GT = f(NT) удовлетворяются все три условия совместной работы турбины и

компрессора: NT = Nк , Gт= Gк, пт= пк . Кроме того, по ре­ зультатам испытаний турбины, проведенных с целью получения

к. п. д. турбины и компрессора в точках их совместной работы.

Доводка проточной части турбины и компрессора. Исследо­ вание и доводку проточной части турбины и компрессора производят с целью определения потерь в их элементах, полей скоростей и углов направления потока, знание которых необ­ ходимо для изыскания путей повышения к. п. д. и улучшения согласования характеристик отдельных элементов.

В компрессоре большое внимание уделяют потерям во входном патрубке и полям скоростей и углов потока во входном, сечении колеса. При определении коэффициента потерь произ­ водят осреднение потока в контрольных сечениях. Осреднение параметров производят по расходу или количеству движения, или по кинетической энергии.

274

Потери в колесе также определяют по результатам измере­ ния параметров в его входном и выходном сечениях. Насадки, установленные за колесом компрессора, обтекаются потоком с высокой скоростью. Кроме того, поток нестационарный, что объясняется неравномерностью параметров выходящего из колеса воздуха. Трудность учета влияния указанных факторов

в этом случае удается наметить пути к снижению потерь. Важ­ но, чтобы оптимальный режим работы безлопаточного и лопа­ точного диффузоров при номинальной частоте вращения

ления неравномерности потока в окружном направлении, которую она может создать.

При исследованиях турбин приходится определять потери энергии во входном и выходном корпусах, а также в сопловом аппарате и рабочем колесе. Для определения коэффициентов потерь в сопловом и рабочем венцах турбины, а также углов набегания потока на лопатки рабочего колеса и условий, при которых имеет место минимум потерь с выходной скоростью, необходимо знать степень реактивности на среднем диаметре лопаток колеса. Для ее определения измеряют статическое давление в зазоре между сопловым аппаратом и рабочим коле­ сом, на ограничивающих стенках или торцовом зазоре. Знание степени реактивности у стенок дает возможность легко подсчи­ тать степень реактивности на среднем диаметре.

МЕТОДИКА ТЕРМОМЕТРИРОВАНИЯ ДЕТАЛЕЙ И ИСПЫТАНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ

Испытания на прочность турбокомпрессоров можно разде­ лить на испытания по исследованию температуры и напряжений в отдельных деталях турбокомпрессора и на длительные испы­ тания по оценке работоспособности турбокомпрессора в целом.

Если первые обычно непродолжительны, то вторые по дли­ тельности должны быть соизмеримы с заявленным моторесур­ сом турбокомпрессора и производятся на стендах и двигателях.

Можно рекомендовать следующий порядок проведения ис­ пытаний:

уточнение температурных условий работы деталей турбо­ компрессоров, так как только значение фактического уровня

температуры деталей и степени ее неравномерности позволяет убедиться в правильности выбора материалов деталей и выпол­ нить более достоверный их расчет на прочность с учетом темпе­ ратурных напряжений;

исследование вибропрочности лопаточных аппаратов, рабо­ тоспособности подшипников, уплотнений, корпусных деталей; длительные испытания турбокомпрессора с целью проверки

его работоспособности.

Наиболее распространенным методом измерения температу­ ры деталей как вращающихся, так и неподвижных является применение термопар, привариваемых к поверхностям детали, или зачеканенных в отверстиях, просверленных на различную глубину (если требуется определить распределение температу­ ры по толщине детали).

Температуру деталей измеряют при различных режимах работы двигателя, включая пусковые и режимы с резким изме­ нением нагрузки. Если установившуюся температуру фиксиру­ ют электронными потенциометрами ЭПГ1-09, то для измерения быстро меняющихся температур применяют различные шлейф­ ные осциллографы.

Кроме термопар, температуру измеряют другими способами, в частности при помощи термокрасок, плавких вставок и др.

Напряжения, вызванные резонансными колебаниями, опре­ деляют обычно в лопатках и дисках рабочих колес турбомаши­ ны, вращающихся направляющих аппаратов компрессоров и вращающихся спрямляющих аппаратов радиальных турбин.

Работу выполняют в следующем порядке:

исследуют собственные частоты колебаний, формы колеба­ ний и распределение напряжений в различных сечениях с целью определения точек максимальных напряжений при различных формах колебаний. Исследования выполняют на специальном вибростенде;

определяют напряжения в деталях при вибрации путем их

лопаток или дисков на пленке шлейфного осциллографа (обычно типа Н102 или Н115) записываются процессы колебаний

сом колебаний и регистрации момента наступления резо­ нанса.

В процессе испытаний, изменяя параметры газа перед тур­ биной, можно менять частоту вращения ротора от минимальных значений (2000—3000 об/мин) до предельно допустимых. При

276

возрастании скорости лопатки попадают в резонанс по одной и той же форме колебаний несколько раз. Это вызвано тем, что всегда имеется некоторая неравномерность параметров и ско­ рости газа по окружности перед рабочим колесом, которая и возбуждает лопатки. С возрастанием частоты вращения ротора

тем она опаснее, так как это имеет место, когда возбуждающая сила наиболее велика по абсолютной величине.

При испытаниях на двигателе частоту вращения ротора изменяют регулированием нагрузки и частоты вращения двигателя.

При обработке результатов тензометрирования подсчиты­ вают собственные частоты и размах колебаний, что дает воз­ можность определить кратность возмущающей силы и величины относительных деформаций (с использованием результатов тарировки датчиков и учетом нестабильности усиления и час­ тотной характеристики аппаратуры). Знание модуля упругости материала лопаток при рабочей температуре позволяет оценить уровень переменных напряжений в местах наклейки датчиков и, следовательно, максимальные напряжения при резонансных колебаниях лопаток.

В заключение следует отметить, что в связи с неидентично­

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.Абианц В. X. Теория газовых турбин реактивных двигателей. М., 1965,

617 с.

2.Абрамов С. А. Развитие дизелестроения на Коломенском тепловозо­ строительном заводе им. В. В. Куйбышева.— В кн.: «Турбопоршневые двига­ тели». М., «Машиностроение», 1965, с. 5—17.

3.Абрамович Г. Н. Прикладная газовая динамика. М., Гостехиздат, 1953,

511 с.

4.Алексеев О. Н. Метод определения расчетных параметров турбинной ступени турбокомпрессора, работающего на выпускных газах переменных па­

А.А. Фадина. М., Машгиз, 1955 (Труды ЦНИДИ. Вып. 28).

6.Барский И. А. О диапазоне соплового регулирования газовой турби­ ны.— «Энергомашиностроение», I960, Ws 5.

7.Биргер И. А. и др. Расчет на прочность деталей машин. М., Машгиз, 1959, 459 с.

8.Газовые турбины авиационных двигателей. М., Оборонгиз, 1968, 604 с. Авт.: Г. К. Жирицкий; В. И. Локай; М, К. Максутова; В. А. Стрункин.

277

9. Гайгеров В. И. Влияние свойств рабочего тела на характеристики цен­ тробежного компрессора и газовой турбины. М., НИЛД, 1957 (Труды НИЛД. Вып. 4), 108 с.

10.Дехович Д. А. Характеристики турбинной ступени. «Известия вузов. Энергетика», 1965, № 8, с. 67—75, с ил.

11.Дизели на судах с электродвижеішем. Л., Судпромгиз, 1963, стр. 276.

Авт.: А. А. Куриц, В. В. Водолажнепко, Ф. Г. Гринсберг, Г. Б. Розенблат,

А.Э. Симеон,

12.Евенко В. И. и Кондаков С. А. Некоторые вопросы проектирования

охлаждающего устройства тепловоза.— «Вестник ВНИИЖД», 1968, № 6,

с.13—17.

13.Зарянкин А. Е. и Шерстюк А. Н. Радиально-осевые турбины малой

мощности. М., Машгиз, 1963, 248 с.

14.Иванов Г. И. Результаты испытания центробежного компрессора с ис­ парительным охлаждением воздуха в процессе сжатия.— В ки.: «Турбопорш­ невые двигатели». М., «Машиностроение», 1965, с. 130—142.

15.Исследование рабочего процесса и характеристик центробежных ком­ прессоров. Под ред. д-ра техн. наук проф. Румянцева С. В. КАИ, Казань,

1960. (Труды КАИ. Вып. 56). Авт.: Виноградов Б. С., Красильников В. А., Алемасова Н. А. и Новиков А. Л.

16. Капустин В. Н. Работы судового дизеля 6Л160 ПНС с испарительным охлаждением наддувочного воздуха.— «Речной транспорт», 1966, № 12,

с.28—30 с ил.

17.Кириллов И. И. Газовые турбины и газотурбинные установки. М.,

20.Лезесер. Исследование течения через сопло, подключенное к резервуа­ ру бесконечно большой емкости.— «Теоретические основы инженерных расче­ тов», 1964, N° 3, с. 142—147, с ил.

21.Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. Изд. 3-е, перераб. и

доп. М., «Наука», 1970, 904 с.

22.Малинов М. С., Куликов Ю. А., Черток Е. Б. Охлаждающие устрой­ ства тепловозов. М., Машгиз, 1962, 260 с.

23.Мидзумати Н. Исследование радиальных газовых турбин. Пер. с япон.

Е.Б. Пасхина. М., Машгиз, 1961, 120 с.

24.Моргулис П. С. Расширение полей возможных режимов комбиниро­

ванных двигателей.— В кн.: «Проблемы развития комбинированных двигате­ лей внутреннего сгорания». М., «Машиностроение», 1968, с. 123—143.

25.Моргулис П. С., Перфилов В. Г. Турбокомпрессоры тепловозных дви­ гателей. М., «Машиностроение», 1965, 146 с.

26.Мухтаров М. X., Кричакин В. И. Методика оценки потерь в проточ­

ной части осевых турбин при расчете их характеристик.— «Теплоэнергетика», 1969, № 7, с. 76—78 с ил.

27. Наддув и нагнетатели автомобильных двигателей. М., «Машинострое­ ние», 1965, 223 с. Авт.: И. С. Хашш, А. И. Шерстюк, Е. И. Зайченко,

Ю.Н. Динеев.

28.Непогодьев А. В., Моргулис П. С. Влияние испарительного охлажде­ ния наддувочного воздуха на загрязнение смазочного масла ТПД.— В кн.:

«Двигатели внутреннего сгорания». М., НИИинформтяжмаш, 1965, № 4,

с.53—56 с ил.

29.Перфилов В. Г. Улучшение характеристик турбопоршневого двигателя путем регулирования турбокомпрессора.— В кн.: «Турбопоршневые двигате­

ли». М., «Машиностроение», 1965, с. 86—93.

30. Портнов Д. А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспла­ менением от сжатия. Теория, рабочий процесс и характеристики. М., «Маши­ ностроение», 1963, 640 с.

278

п р и л о ж е н и я

ПРИЛОЖЕНИЕ /

Пример расчета центробежного компрессора

Исходные данные (задаются на основании предварительных расчетов и теп­ лового расчета двигателя): расход воздуха GB= 5 ,5 кг/с; степень повышения

давления л^- = 3,2; частота вращения п. = 21 800 об/мин; параметры воздуха:

давление /?д = 98,1 кН/м2; температура Т*0 —293 К; показатель адиабаты А = 1,4; газовая постоянная R = 287 Дж/(кг-К).

280