Исследование и оптимизация малоразмерных компрессоров агрегатов наддува быстроходных дизелей Коньков Алексей Юрьевич

Содержание к диссертации

Введение

1. Обзор литературных источников 8

1.1. Совместная работа турбины, компрессора и двигателя 9

1.1.1. Согласование расходных характеристик двигателя и компрессора

1.1.2 Диапазон устойчивой работы компрессора 15

1.2. Методы моделирования работы центробежного компрессора 19

1.2.1 Методы проектирования ЦК на основе квазимерных моделей течения газа . 20

1.2.2. Опытно-статистические методы проектирования ЦК 22

1.2.3. Методы проектирования ЦК на основе одномерной модели течения газа 24

1.3. Методы моделирования работы радиально-осевой турбиньт 38

1.4. К вопросу о детандерном охлаждении наддувочного воздухе 40

2. Экспериментальные исследования малоразмерных компрессоров агрегатов наддува на безмоторном стенде 49

2.1. Экспериментальный стенд и методика проведения исследований компрессора 49

2.2. Обработка экспериментальных данных . 61

2.3. Результаты экспериментальных исследований элементов проточных частей малоразмерных компрессоров агрегатов наддува 74

2.3.1. Рабочее колесо 74

2.3.2. Безлопаточный диффузор 95

2.3.3. Лопаточный диффузор 102

2.3.4. Выходное устройство 106

3 Математическая модель комбинированного двигателя и оптимизация конструкции турбокомпрессора 110

3.1. Основные положения математического моделировании рабочего процесса комбинированного двигателя 111

3.1.1. Математическая модель рабочего процесса в цилин-дро-поршневой части двигателя, впускном и выпускном коллекторах 113

3.1.2. Основные положения математической модели ради-ально-осевой турбины 121

3.1.3. Математическая модель рабочего процесса малоразмерного центробежного компрессора агрегата наддува ДВС 128

3.2. Построение упрощенных моделей ЦПЧ двигателя 151

3.2.1. Построение аппроксимационной модели ЦПЧ двигателя 153

3.2.2. Модель рабочего процесса ЦПЧ, разработанная в МАДИ 158

3.3. Оптимизация конструктивных параметров турбокомпрессо

ра 163

4. Оптимизация конструкции турбокомпрессора ТКР-6 для двигателя ЗИЛ 645 170

4.1. Задача оптимизации 171

4.2. Расчетно-экспериментальное исследование работы турбокомпрессора ТКР-6 оптимальной конструкции 177

4.2.1. Расчетное исследование характеристик лопаточных машин 177

4.2.2. Расчетное исследование характеристики дизеля ЗИЛ-645 182

4.2.3. Экспериментальное исследование безлопаточного диффузора спроектированного ЦК 186

5. Оптимизация конструкции лопаточных машин турбодетандерной системы охлаждения надду вочного воздуха и исследование этой системы на двигателе 6ЧН12/14 192

5.1. Постановка задачи 192

5.2. Метод решения задачи , 193

5.3. Экспериментальное исследование лопаточных машин ТДС ОНВ на безмоторном стенде 203

5.4. Расчетно-экспериментальное исследование ТДС ОНВ на двигателе СМД-31 205

5.4.1. Сравнительное экспериментальное исследование штатного двигателя и двигателя с ТДС ОНВ 205

5.4.2. Сравнение экспериментальных и расчетных параметров ТДСОНВ 209

Основные результаты работы и выводы 215

Список литературы

• Совместная работа турбины, компрессора и двигателя
• Экспериментальный стенд и методика проведения исследований компрессора
• Основные положения математического моделировании рабочего процесса комбинированного двигателя
• Расчетно-экспериментальное исследование работы турбокомпрессора ТКР-6 оптимальной конструкции

Введение к работе

Насущной задачей развития транспорта страны является необходимость создания мощных и экономичных двигателей внутреннего сгорания, а также модернизация находящихся в производстве двигателей с цель, улучшения их технико-экономических показателей.

Основным путем повышения мощности и экономичности двигателей, на сегодняшний день, остается применение газотурбинного наддува (ГТН). Техническое совершенство агрегатов системы ГТН, оптимальность настройки, системы в целом, во многом определяет эксплуатационные показатели двигателя. Значительная роль в этом принадлежит эффективности центробежного компрессора (ЦК).

Сложная взаимосвязь рабочих процессов поршневой части двигателя, газовой турбины и компрессора, большое число конструктивных параметров турбины и компрессора, оказывающих влияние на их эффективность, приводят к значительным затратам времени и средств на экспериментальную доводку проточной части турбокомпрессора на двигателе, Необходимо отметить, что доводка агрегатов наддува на безмоторных стендах часто оказывается малопригодной из-за существенных различий условий работы в стационарном потоке газа по сравнению с условиями работы на двигателе. Это относится прежде всего к турбине. Поэтому необходимо еще на стадии проектирования турбокомпрессора выбирать оптимальную геометрию его проточной части с учетом совместной работы компрессора, турбины и собственно двигателя.

На сегодняшний день разработаны и успешно эксплуатируются математические модели рабочего процесса цилиндро-поршневой части двигателя, радиально-осевой турбины, рекуперативных охладителей наддувочного воздуха и других элементов двигателя. Применение подобных моделей на кафедре «Теплотехника и тепловые двигатели» ХИИТа для реше- ния ряда различных задач подтвердило их пригодность для практики. Наряду с этим, при описании математических моделей ЦК используют, как правило, полиномиальные зависимости, описывающие универсальную характеристику, полученную при стендовых испытаниях, Очевидно, что такой подход исключает возможность расчетной оптимизации конструкции ЦК. Существующие методики расчета ЦК, несмотря на их многообразие, являются по сути своей полуэмпирическими, т.е. требуют целого ряда экспериментальных сведений о рабочем процессе ЦК. Большинство исследований, опубликованных в литературе, посвящено изучению ЦК средней и большой размерности (компрессоры с диаметром колеса D₂ =180 мм. и выше). ЦК с рабочим колесом 140 мм классифицируется уже как малоразмерный, в то время как одной из тенденций развития автотракторного двигателестроения является переход к менее ресурсозат-ратным и малоинерционным турбонагнетателям. Уже в настоящее время эксплуатируются на отечественных двигателях ЦК с диаметрами рабочих колес 70 и 60 мм . Данные по исследованию таких компрессоров отсутствуют, за исключением нескольких разрозненных работ. Поэтому актуальной проблемой является создание методики расчета характеристик малоразмерных ЦК, решение которой требует экспериментальных исследований ЦК с диаметрами колес от 60 до 110 мм.

Владение математическом аппаратом, позволяющим моделировать работу всей системы ГТН, в том числе и ЦК, открывает новые возможности для анализа рабочего процесса двигателей с нетрадиционными системами наддува, среди которых, прежде всего, следует отметить турбокомнаунд-ные двигатели и двигатели с туродетандерным охлаждением наддувочного воздуха. Идея применения турбодетандерного охлаждения наддувочного воздуха в двигателях внутреннего сгорания известна уже давно. Однако, в настоящее время нет однозначного мнения относительно эффектив- ности использования такой системы для высокооборотного четырехтактного двигателя средней мощности. Оригинальное схематическое расположение агрегатов наддува, нетрадиционные условия работы лопаточных машин делают привлекательным решение этой задачи как с целью оценки эффективности применения такой системы, так и с целью апробации разработанных методик расчета в не характерных для данных лопаточных машин условиях работы.

Настоящая работа посвящена:

Г. Экспериментальному исследованию рабочего процесса малоразмерных компрессоров с диаметрами колес 60 ... 110 мм.

Разработке методики расчета на ЭВМ универсальной характеристики малоразмерного компрессора.

Совместному моделированию на ЭВМ рабочих процессов в двигателе, турбине и центробежном компрессоре с целью оптимизации конструкции турбокомпрессора ТКР-6 для двигателя ЗИЛ-645.

Разработке математической, модели рабочего процесса двигателя с турбодетандерным охлаждением наддувочного воздуха с цель, выбора рациональных конструктивных параметров лопаточных машин такой системы, установленной на двигателе 6 ЧН 12/14 и исследованию ее эффективности.

ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ

Характерной особенностью современного двигателестроения является повышение удельной мощности существующих и вновь создаваемых двигателей улучшение их топливной экономичности и экологической чистоты. Применительно к дизельным двигателям эта задача традиционно.решается путем форсирования. Повышение массы заряда цилиндра при форсировании двигателя может осуществляться двумя принципиально различными способами: повышением Р_е или охлаждением наддувочного воздуха. Среди различных способов повышения Р_г сейчас наименее лимитирован один - за счет увеличения массы воздуха и топлива, подаваемых в' цилиндры двигателя, т.е. применение наддува и наиболее эффективного его вида - турбонаддува.

Мощностные и эксплуатационные показатели двигателя с турбонад-дувом в значительной мере определятся степень совершенства конструкций составляющих агрегатов наддува в частности ЦК. Существующие методы расчета системы ГТН, включающие в себя модели работы цилин-дро-поршневой части двигателя, турбины, компрессора и охладителей воздуха, зачастую описывают модель ЦК аппроксимированными зависимостями экспериментально полученных характеристик, что не позволяет использовать такие модели в качестве задачи анализа при проведении оптимизационных расчетов. Игнорирование вопросов совместной работы турбины компрессора и двигателя, учета взаимного влияния их работы друг на друга снижает точность расчетов и вероятность совпадения расчетных результатов с опытными.

Необходимость точной модели работы ЦК, включение ее в общую модель ГТН, учет взаимосвязи всех ее составных частей во многом определило наш подход к написанию данного обзора. Раздел 1.1 посвящен осо- бенностям совместной работы агрегатов наддува. В разделах 1.2, 1.3 предлагается обзор современных методов исследования и расчета турбокомпрессоров. При этом часть, посвященная турбине (раздел 1.3) представляет собой краткое обоснование выбора наиболее подходящего для наших целей метода расчета среди существующих. Наибольшее внимание уделено методам исследования ЦК.

Одна из прикладных задач, решаемая в работе, а именно, оптимизация лопаточных машин системы наддува с туродетандерным охлаждением воздуха, определила необходимость включения в обзор раздела 1.4, в котором кратко изложены основные аспекты эффективности охлаждения наддувочного воздуха и те немногочисленные сведения о применении де-тандерного охлаждения на двигателе, которые нам удалось найти: в литературе.

1.1, Совместная работа турбины, компрессора и двигателя

Повышение КПД агрегатов наддува положительно сказывается на надежности двигателя и позволяет повысить его эффективный КПД [137]: КПД турбокомпрессоров малых размерностей вследствие несовершенства современных технологий и ряда других причин ниже чем у турбокомпрессоров больших размеров. В работе [168] приведена зависимость, показывающая связь уровня максимально достижимого КПД турбокомпрессора и его типоразмера. Исследования малоразмерных турбокомпрессоров [103], проведенные на двигателе СМД-21, показали, что зависимость удельного расхода топлива двигателем от КПД турбокомпрессора не линейна (рис.

1.1) и наиболее ощутима при значениях Щ^ <0,46 .

Совершенство системы ГТН во многом определяется эффективностью центробежного компрессора , каждый процент КПД которого дает 0.3 ...

0.5 % экономии топлива [40]. На рис. 1.2 показаны зависимости КПД серийно выпускаемых ЦК от их размерности, полученные для компрессоров, как ведущих мировых производителей, так и отечественных на основании данных многочисленных источников [40,103,159,161,163,164,168, 171 и др.]. Сплошная и пунктирная линии, соответствующие зарубежным и отечественным ЦК, иллюстрируют существующий в настоящее время разрыв как в уровнях применяемых технологий, так, вероятно, и в методах проектирования. Отдельные удачные разработки отечественных производителей, например ТКР-7Н, доказывают, что технологические проблемы не являются решающими в объяснении, этого разрыва, что можно рассматривать подтверждением актуальности проблемы создания новых методов расчета малоразмерного ЦК. Наряду с этим, как видно из рисунка, обе линии КПД с уменьшением размерности ЦК неуклонно падают. Имеющее при этом место изменение некоторых газодинамических параметров ЦК, связанных с линейными размерами ПЧ, например чисел Рей-нольдса, существенно меняют, как будет показано ниже, хорошо изученную картину распределения потерь в ПЧ, что требует экспериментального исследования этого вопроса.

При рассмотрении совместной Работы компрессора, турбины и двигателя наряду с достижением максимальных КПД отдельных составляющих системы наддува важным является выполнение следующих требований: согласование расходных характеристик двигателя и компрессора таким образом, чтобы в широком диапазоне нагрузок двигателя КПД компрессора был достаточно высоким, т.е. гидравлическая характеристика двигателя должна проходить в зоне максимальных КПД компрессора; зона устойчивой работы компрессора должна обеспечивать необходимый запас по помпажу при работе на самых неблагоприятных для компрессора режимах работы двигателя. Особенно это относится к автомо-

Зависимость приведенного расхода топлива g_e от КПД турбокомпрессора ^тк (дизель СМД-80)

,40 0,40 0,40 0,40 0,40 0,40 0,40 г|

Рис. 1.1

Уровень КПД современных малоразмерных компрессоров

0,75 А А

0,70 - _{-~х- о} _---~~^х~

О ККК, ФРГ ф IH1, Япония; A MITSUBISHI, Япония; \HOLSET, Англия; $ SWnZER, США;

Рис. 1.2

100 ПО D₂, мм

ОТЕЧЕСТВЕННЫЕ: X серийные; jft лицензионные бильным двигателям, у которых гидравлическая характеристика в поле универсальной характеристики компрессора наклонена к линии помпажа;

3) настройка компрессора на совместную работу с двигателем должна производиться с учетом влияния компрессора на КПД турбины через па- и/ раметр /_с . с целью достижения максимального КПД турбокомпрессора в целом.

Очевидно, что одновременно удовлетворить всем приведенным выше требованиям экспериментальным путем достаточно сложно. Поэтому актуальным является математическое моделирование совместной работы двигателя и турбокомпрессора.

1.1.1 Согласование расходных характеристик двигателя и компрессора

Вопросами согласования расходных характеристик компрессора и двигателя занимались и занимаются многие отечественные и зарубежные ученые . В нашей стране этой теме посвящены работы А.Д. Чаромского, Д.А. Портнова, В.А. Ваншейдта, Н.М. Глаголева, А.Э. Симеона, И.Н. Нигматулина и многих других. Как правило, оценка качества согласования производится по характеристике компрессора, полученной в установившемся потоке воздуха. В существующих методиках [47, 51, 72, 79 и др.] считается, что турбокомпрессор соответствует двигателю, если поле расхода воздуха двигателем, определенное по средним значениям давления наддува и расхода воздуха двигателем, лежит в поле устойчивой работы компрессора, а режимам максимальных нагрузок двигателя соответствуют максимальные значения КПД компрессора. Ряд авторов [47, 53, 102, 142] считает, что Рабочий процесс компрессора в условиях стационарного потока на стенде и неустановившегося потока на двигателе практически не претерпевает заметных изменений и для оценки качества согласования можно применять универсальную характеристику компрессора, полученную в установившемся потоке воздуха на безмоторном стенде. Однако, как показано в работе [47] даже для установившегося режима работы расчет параметров компрессора вызывает серьезные трудности, связанные, главным образом, со сложным характером процессов в проточной части ЦК и ограниченными данными по характеристикам элементов системы. В то же время, существуют различные методы, учитывающие нестационарность работы компрессора при согласовании его работы с другими элементами системы ГТН. Так, в некоторых работах [51, И 9, 142]-с целью учета циклического характера подачи воздуха компрессором при его работе на двигателе введено понятие условного КПД. Исследования [76, 119] показали , что при Работе турбокомпрессора ТКР -11 на тракторных двигателях СМД-11 и Д-130 условный КПД компрессора ниже адиабатного в среднем на 5 ... 6%. Снижение КПД компрессора при работе его на двигателе по сравнении с полученными при безмоторных испытаниях, отмечено в трудах [40, 72, 76], причем в работе [76] снижение КПД оценивается в пределах 3.5 ... 7.5 %. При этом снижение КПД компрессора на двигателе объясняется нестационарность, потока и игнорируется влияние подогрева воздуха в проточной части ЦК за счет теплопередачи от турбины и двигателя.

Иллюстрацией согласования характеристик компрессора и двигателя может служить рис. 1.3 [141], где на расходную характеристику компрес сора нанесены различные случаи нагружения двигателя. При этом Щ оз начает наименьшую, а ^ наибольшую частоту вращения вала двигате ля. Линии соответствуют изменению характеристик при работе на холостом ходу и на режиме максимального крутящего момента. Сплошные линии - различные установившиеся режимы (постоянная час-

Пример согласования характеристик компрессора и двигателя

77С л я « приведенный расход

Щ -минимальная частота вращения вала двигателя;

Щ ~ максимальная частота вращения вала двигателя;

М_х - изменение характеристик на холостом ходу;

М₂ - изменение характеристик на режиме максимального крутящего момента

Рис. 1.3 тота вращения двигателя, постоянный крутящий момент), штрихпунктир-ные - изменения вне установившегося режима. Представленная данным образом характеристика двигателя в виде неправильного четырехугольника должна покрывать универсальную характеристику ЦК так, чтобы внутри области, очерченной четырехугольником, КПД ЦК был достаточно высок, расположение помпажной линии обеспечивало необходимый запас по помпажу, а максимум КПД ЦК приходился на наиболее характерный для двигателя режим.

Необходимо учитывать, что принципы оценки качества согласования характеристик компрессора и двигателя различны в зависимости от типа двигателя. По рекомендациям [55] при наддуве транспортного двигателя в целях улучшения протекания внешней характеристики, компрессор должен- быть настроен на максимальную эффективность при пониженных частотах вращения вала. На.номинальном режиме ^тк может вообще в этом случае не достигать максимума.

1.1.2. Диапазон устойчивой работы компрессора

Одной из-важных особенностей работы центробежного компрессора на двигателе является широкий диапазон изменения окружной скорости рабочего колеса и расхода воздуха через компрессор, что вызывает необходимость расширения зоны устойчивой работы компрессора. Эта зона с одной стороны ограничена линией минимального расхода воздуха, ниже которой в системе компрессор - двигатель имеют место автоколебания (помпаж), ас другой стороны, максимальный расход воздуха через компрессор ограничен пропускной способностью элементов проточной части (линия запирания). Поэтому расширение диапазона эффективной работы компрессора может быть достигнуто как смещением линии пом пажа в об- ласть низкого расхода, так и в сторону увеличения пропускной способности.

Количественно диапазон устойчивой работы оценивается коэффициентом диапазона работы ^д и коэффициентом запаса устойчивости #уст [9,85,86]: _{К =} Qiax - Стіп ,_1QQ о/

Д р , (1.1) где- ^_тах и C_min - максимальное и минимальное значения расхода воздуха при неизменной окружной скорости колеса; тг _ ^тах уст-_г , (1.2) где ^-уст - расход воздуха на границе устойчивой работы.

Часто, даже экспериментальное определение линии помпажа затрудняется небезопасность, работы ЦК на режимах, близких к помпажу. Поэтому в работе [43] предлагается приближенный метод достройки границы устойчивой работы по известным параметрам на низких частотах вращения ротора компрессора . Метод базируется на предположении о эквидистантности линий, соединяющей точки максимального значения КПД и линии границы устойчивой работы. Вопросам исследования определения границы устойчивой работы компрессора посвящено большое количество работ. В трудах [43, 57, 72, 132] показано, что как характер помпажа, так и возможность его появления связаны, в основном, с формой характеристики компрессора. Предлагается прогнозировать возможность или невозможность появления помпажа по особенностям формы характеристики.

Анализу причин возникновения помпажа посвящена работа [44]. Авторы предлагают рассматривать автоколебания в системе компрессор -сеть в зависимости не только от свойств компрессора и формы его газодинамических характеристик, но и от свойств внешней по отношению к компрессору сети, которую он обслуживает. Турбокомпрессор рассматривается как генератор напора с нелинейной характеристикой, и представляется совокупность идеального генератора постоянного напора и нелинейного внутреннего сопротивления [52]. Потери напора аналитически связаны с коэффициентом потерь элементов ступени и безразмерными скоростями в характерных сечениях проточной части. Количественно потери напора оценивается так называемым отрицательным дифференциальным сопротивлением (ОДС), по предельному значению которого можно судить о возможности помпажа. На основании расчетных и экспериментальных исследований авторы делают вывод, что в общем случае достижение предельного для каждой конкретной системы компрессор - сеть значения ОДС определяются свойствами всех элементов, входящих в рас-. сматриваемую систему, и не может быть сведено к одному какому - либо критерию, характеризующему работу и свойства колеса или диффузора.

В работе [9] показано, что на протекание характеристик ЦК влияют следующие внешние факторы: атмосферные условия; колебания давления воздуха за сборной улиткой, обусловленные циклическим отбором воздуха цилиндрами двигателя; загрязнения в эксплуатации проточной части; вибрация элементов проточной части, что увеличивает толщину пограничного слоя и снижает эффективность работы [5]; флуктуация частоты вращения РК; компоновка объекта, требующая изменения конфигурации основных деталей компрессора в неблагоприятную с точки зрения газодинамики сторону, а также вызывающая нежелательный подогрев воздуха и не обеспечивающая эффективное использование выходной скорости.

Наибольший интерес для нас представляют исследования, посвященные влиянию особенностей конструкции на диапазон устойчивой работы компрессора. Авторы экспериментальных работ [54, 63-65, 67, 107, 108] показывают, что пропускная способность компрессора лимитируется каналами рабочего колеса или лопаточного диффузора, в то время как входной патрубок, безлопаточный участок диффузора, улитка, расход не ограничивают, что объясняется низкой расходной составляющей скоростей в этих элементах.

Имеется большое количество работ, посвященных исследованию влияния различных способов воздействия на характеристики компрессора с целью расширения диапазона устойчивой работы. Эти работы можно разделить по трем основным направлениям [11]: - применение регулируемых элементов проточной части [65, 67, 86, 96,

99, 116, 122]; - управление пограничным слоем в элементах проточной части [11, 91,

92,130,144];. - специальное профилирование элементов проточной части [67, 86,

139, 165 и др.].

Среди мероприятий первого направления наибольшее распространение получили регулирующие аппараты для согласования углов натекания потока на входные кромки лопаток как для РК [99, 122], так и для лопаточного диффузора [142, 151, 153, 154]. В Работах [95, 96, 140] предлагается регулирование характеристик путем изменения ширины диффузора (лопаточного или безлопаточного).

Управление пограничным слоем в элементах ПЧ осуществляется применением ряда энергетических методов воздействия на течение в пристенных слоях: вдув воздуха через щели в направлении основного потока по касательной к обтекаемым поверхностям с целью увеличения энергии пограничного слоя [96]; отсос части пограничного слоя (удаление части воздуха с малой энергией [12, 96]; применение поверхностей и лопаток специальной формы, например, двухярусные лопаточные диффузоры [91, 92]; применение турбулизаторов [12], акустических резонаторов [61], ловушек пограничного слоя [11] на обтекаемых поверхностях.

К мероприятиям третьего направления следует отнести огромное количество работ по профилированию различных элементов ЦК. Наиболее популярными на сегодняшний день являются : применение РК с лопатками, загнутыми на выходе в сторону, противоположную вращению [86, 165]; двухярусных рабочих колес с целью увеличения их пропускной способности и снижения потерь на удар [81, 139].

Анализ перечисленного многообразия методов воздействия на характеристику ЦК показывает [10], что наряду с положительным эффектом, применение большинства этих методов вызывает усложнение конструкции и снижение надежности компрессора.

1.2. Методы моделирования работы центробежного компрессора

При расчете характеристик ЦК или любого его элемента, в частности, колеса и диффузора при заданных граничных условиях, приходится в общем случае решать две, в сущности, различные задачи [13]:

1) рассчитать ступень на номинальный режим, которому обычно соот ветствуют оптимальные критериальные параметры ъ-з.от или ^э.опт > и при котором определяются конструктивные параметры элементов;

2) рассчитать процессы в элементах ив ступени в целом на режимах , отличных от номинального, параметры которых зависят от принятой кон струкции и основных критериальные параметров элементов (, ?/_э) на номинальном режиме. При этом расчет ведется с учетом «ударных» потерь располагаемой работы, возникающих при отклонении данного режима от номинального, и влияющих на эффективность работы элементов.

Существующие методы расчета рабочего процесса ЦК можно разделить на. три группы. Наиболее совершенными (с точки зрения описания реальных газодинамических процессов) являются трехмерные модели течения газа в ПЧ ЦК. Однако, так как описание вязкого пространственного потока математической моделью сопряжено со значительными трудностями, попытки создания такой модели привели к разработке ряда двумерных и квазитрехмерных моделей ЦК, которые можно отнести к одной группе, условно назвав их квази-п-мерными моделями расчета ЦК.

Вторая группа объединяет методы проектирования ЦК, основанные на обобщении и статистической обработке экспериментальных данных. Известные уже давно, привлекающие своей простотой, эти методы получили в последнее новый импульс к развитию в связи с распространением машинных средств обработки экспериментальных данных.

Третья и наиболее обширная группа включает в себя методы, базирующиеся на одномерной модели безвихревого, установившегося потока. Относительная простота и возможность поэлементного анализа рабочего процесса ЦК обеспечили наибольшее практическое распространение таких методов.

1.2.1. Методы проектирования ЦК на основе квази-п-мерных моделей течения газа

При обзоре методов моделирования работы ЦК нельзя не остановиться на описании двумерных и квазитрехмерных методов. Так в работе [18] рассмотрен один из путей возможной схематизации потерь в РК (двумер- ная задача). Предлагается проточную часть колеса условно разделить на отдельные участки, для которых,определяется сила сопротивления на поверхности. Потери в колесе разделены на три составляющие: профильные, на ограничивающих поверхностях и вторичные. Суммируя соответствующие силы сопротивления, авторы получают функциональную зависимость для коэффициента потерь в колесе. Поскольку поверхность каналов не является гидравлически гладкой, то в общем случае сила сопротивления на какой-либо поверхности должна определяться распределением давлений и скоростей в ее окрестностях, критериями подобия М и Re, турбулентностью потока и шероховатостью поверхности. Влияние этих параметров, а также пространственность течения учитывается с помощь. соответствующих коэффициентов, нахождение которых осуществляется в процессе решения оптимизационной задачи методом случайного спуска с адаптируемой длиной шага поиска. Однако, при сопоставлении расчетных и экспериментальных коэффициентов потерь авторы указывают на недостаточность совпадения результатов и необходимость дальнейшего уточнения модели.

Метод проектирования ЦК, разработанный в ЛПИ (авторы К.П. Селезнев, Ю.Б. Галеркин) основан на расчетах квазитрехмерного идеализированного потока в отдельных элементах проточной части [34, 113 — 115]. Математическая модель основывается на физической модели описываемой системой алгебраических уравнений, включающей в себя те газодинамические параметры потока и геометрические параметры проточной части, которые определят то или иное явление, связанное с потерями или отклоняющей способностью решетки.

Пространственная задача течения в проточной части ЦК разделяется на две двумерные. Одна из них предполагает расчет течения в меридиональной плоскости с допущением об осесимметричности потока, другая - расчет течения на осесимметричной поверхности тока слоем с переменной толщиной. Течение в межлопаточном канале рабочего колеса рассчитывается в предположении существования невязкого ядра потока и турбулентного пограничного слоя. Невязкое течение рассчитывается капельным методом [113]. По вычисленному перепаду давления между лопатками на различных осесимметричных поверхностях тока определяется объемная плотность распределения массовых сил, которые заменяют воздействие лопаток в последующем расчете вязкого осесимметричного течения в меридиональной плоскости РК [115]. Предполагается, что геометрия расчетной области (рабочего колеса и безлопаточного диффузора) позволяет «параболизовать» задачу и использовать для описания течения уравнения.Рейнольдса, записанные для криволинейных течений в «узком канале». Расчет турбулентного пограничного слоя на лопатках производится численно с учетом кривизны поверхности, вращения, вторичных течений и перетеканий в зазоре у неподвижного покрывающего диска.

Таким образом, методика учитывает трехмерность, нестационарность потока, сильное проявление вязкости и сжимаемости. При этом не является чисто теоретическим методом расчета, а представляет собой, по определению авторов [114], один из способов «... обобщения экспериментальных данных, видимо, наиболее глубокий по своей сути .,.». Прикладное использование данной модели для малоразмерных ЦК затрудняется наличием в модели эмпирических коэффициентов, количество которых достигает трех - четырех десятков.

1.2.2. Опытно-статистические методы проектирования ЦК

Ввиду сложности газодинамических процессов в ЦК многие методы расчета базируются на обобщении и статистической обработке экспери- ментальных данных. Наиболее известны упрощенные методики построения характеристик ступени [19, 25]. К одному из основных недостатков этих методов среди группы им подобных способов обобщения экспериментальных данных, относится то, что обобщенные зависимости выводятся здесь для всей ступени в целом, что не позволяет анализировать эффективность работы отдельных элементов ЦК и их влияние на характеристику компрессора в целом. Очевидно, что в зависимости от сочетания отдельных элементов ЦК его характеристики должны в той или иной степени изменяться . Кроме того, определение оптимального режима ступени. в отличие от оптимального режима отдельных элементов связано с большой погрешностью, поскольку оптимальные режимы отдельных элементов ступени часто соответствуют разным коэффициентам расхода <р_гг.

Расчетно-экспериментальные исследования, выполненные на кафедре компрессоростроения в ЛПИ в 1975-1976 гг. по расчету характеристик двухзвенных ступеней с лопаточными и безлопаточными диффузорами при постоянном числе оборотов ротора являются одной из попыток устранить этот недостаток . Основная особенность и достоинство обобщенных зависимостей, полученных в ЛПИ, состоит в том, что они разработаны и экспериментально проверены непосредственно для основного рабочего элемента ступени - колеса, что повышает точность характеристик не только самого колеса, но и всей ступени в целом.

К этой же группе расчетно-экспериментальных способов моделирования относится метод моделирования характеристик ЦК, предложенный Н.Н. Бухариным, позволяющий производить расчетный синтез характеристики ступени в широком диапазоне требуемых эксплуатационных режимов на основании аппроксимированных характеристик унифицированных конструктивных элементов турбомашин [24].

Несмотря на заманчивую простоту изложенных методов, по сути своей использующих идею «черного ящика» и основывающихся на богатейшем экспериментальном опыте целого ряда исследовательских организаций, представляется маловероятным получение такой алгебраической зависимости, которая бы достоверно описывала все возможные потери напора в произвольной проточной части, геометрические параметры которой и степень влияния на рабочий процесс так многообразны. Исследования [114] показывают, что подобные методы далеко не всегда обеспечивают оптимальность решения по КПД, требуют в ответственных случаях отработки проточной части на моделях, что занимает много времени и требует значительных затрат, но также не гарантирует получения наилучшего решения. Для этого требуется много факторный анализ, выходящий за пределы возможностей эксперимента.

1.2.3. Методы проектирования ЦК на основе одномерной модели течения газа

Как уже отмечалось выше, математическое описание реальных термогазодинамических процессов в пространственном потоке на современном уровне знаний сопряжено со значительными трудностями. Практически наиболее распространенны методики, описывающие одномерное течение газа.

Наиболее часто рассматривают плоское установившееся, безвихревое течение идеального газа. В работах Е.С. Стечкина [124], Ф.Н. Чистякова [145], Г.Н. Дена [51], В.Ф. Риса [107], Б. Эккера [157], А.Н; Шерстюка [147, 150], СП. Лившица [86] и других авторов приводятся методики расчета геометрических параметров проточной части, выполненных для режима безударного входа потока на лопаточные решетки. Основываясь на базовых уравнениях газовой динамики эти методики включают в себя целый перечень приближенных формул, эмпирических соотношений и коэффициентов, что делает проблематичным их применение в прикладных* целях. Однако, при условии моделирования диссипативных процессов , которые характерны различным элементам проточной части компрессора, эти методики приобретают вполне практический интерес. Поэлементный расчет проточной части упрощает эту задачу. Среди большого числа существующих методов расчета различных элементов ЦК нет методов, разработанных специально для моделирования рабочих процессов в элементах ПЧ малоразмерного компрессора. Однако общий методологический подход и те богатые сведения, накопленные при моделировании работы больших компрессоров представляют для нас большой интерес. Основное внимание при обзоре методов моделирования работы ЦК уделено расчетам потерь в различных элементах ПЧ.

1.2.3.1. Рабочее колесо

Вопросы исследования и моделирования движения вязкого потока в канале РК рассмотрены в работах [18, 33, 54, 81, 128, 130, 144]. В Работе [45] показано влияние угла атаки / и радиуса скруглення передней кромки РК на потери в решетке. Существенная зависимость потерь от угла атаки и неизученность этого вопроса для малоразмерных ЦК вызывают необходимость экспериментального исследования влияния угла атаки.на потери в РК.

Влиянию конечной толщины выходных кромок лопаток на потери от смешения и вихреобразования посвящено исследование [12]. В Работе [8] рассмотрено влияние установочного угла лопатки (%$д на напорность и другие характеристики РК.

Существуют различные способы классификации потерь в РК. Наиболее общим является условное разделение потерь на: канальные потери, включающие потери на трение и расширение потока, концевые и кромочные потери; гидравлические потери, включающие дополнительно к канальным потери на перетекания через открытый передний осевой зазор; потери из-за трения диска.

В работе [157] предлагается рассматривать потери в РК как сумму потерь на входе в колесо вследствие изменения направления потока (Д"і — ъ\ /2р-) и потерь , возникающих от трения газа о стенки канала ла _* И.²/ (/1/ - д₂ /~ ), и в общем виде W² /А!Ъ=%₂ y_2g (із) где <^i и - коэффициенты потерь, выбираемые эмпирически.

Третья методика не учитывает формы канала, закрутки потока на входе и дает возможность лишь ориентировочно оценить потери в РК.

В работе [128] автор, классифицируя потери в РК, разделяет их на две составляющие; 1) потери, существующие при любом режиме работы колеса, к которым принадлежат потери на трение и на стекание вихрей с выходных кромок колеса, а также отрыв струи вследствие расширения и изменения направления; и 2) потери, зависящие от режима работы РК и отсутствующие (при правильном выполнении РК) на расчетном режиме, к которым относятся потери на удар и отрыв при изменении подачи. Таким образом, предлагается:

1) Потери при любом режиме работы колеса ²r²h²*in³ Я » (^]-⁴) _{J ulD} ^{т2 rl} \dr ZgA'MiDwWrb'sm'^' где G - расход воздуха; X - коэффициент, зависящий от числа Рейнольд-са Re, шероховатости, угла расширения и кривизны канала колеса; Л - эквивалентный диаметр; R - геометрический угол лопатки: задается как функция радиуса.

2) Потери на удар и отрыв струи на входе h₂^h_m+h_abIx^(c_yA^c_Bb[X\G_H~Gf=c₂{G_H.-G)_i (1.5) где G - расход при одном и том же числе оборотов ротора; _с - суммарный коэффициент потерь.

Исследования потока во вращающихся РК показало, что профиль скоростей в меяслопаточных каналах имеет такой же вид, как и в диффузоре [81, 87]. Характер изменения потерь в безлопаточном диффузоре также подчиняется закономерностям, справедливым для обычных диффузоров [81]. Поэтому, считает автор [18] с газодинамической точки зрения вместо хорошо изученной модели газодинамической трубы или пластины [16, 105, 106, 128, 160, 133] принимать диффузор. И предлагает рассматривать проточную часть компрессора как совокупность последовательно соеди- ненных диффузоров, а потери определять по известным из гидравлики соотношениям для плоских и конических диффузоров. Суммарные потери напора при этом складываются из

АН_И=АН_Р+АН_ТР + АН_П7 (1.6) потери, вызванные расширением потока; потери, вызванные поверхностным трением о стенки каналов; потери, вызванные сопротивлением при повороте потока.

Коэффициент гидравлических потерь определяется из соотношения

ЬРК — , 2 , (р_ги_г (1,7) (р - величина закрутки потока на выходе; к - окружная скорость РК на выходе; <р =//

Л-созД kct)₂ cos Д (1.8)

Коэффициент fi (коэффициент скольжения) учитывает потери напора, обусловленные конечным числом лопаток. В работе [87] приведен сравнительный анализ использования известных формул для определения величины коэффициента скольжения 1. Показано, что формулы Экка,

Пфлейдерера не учитывают имеющее место влияние режимных параметров на величину JU. Формула Стодолы дает более хорошую сходимость с экспериментальными данными лишь для некоторых из серии проверенных исследователями колес, но недостаточную для точных расчетов. На основании анализа результатов исследований авторы предлагают свою формулу для определения величины коэффициента скольжения [87], более точно описывающую зависимость М от режимных параметров для ЦК средней мощности. Представляется важным получение экспериментальных зависимостей JJ от режимных параметров для малоразмерных ЦК.

Диффузорная модель течения потока в каналах РК, определяющая потери по месту и причине их возникновения [18], представляет, на наш взгляд, наибольший практический интерес.

Отдельным вопросом определения потерь в проточной части ЦК является расчет потерь на трение диска, возникающий когда при вращении РК газ, находящийся между диском РК и стенкой корпуса, приводится во вращение, что и вызывает потери на трение диска о газ.

В работе [157] потери оцениваются по зависимости

, , . Щ 71 О^Щ Ah_n = А— *-+ (л ол ^д 2g 4 V ' ^{u }} лЛг₈ -75^ »0,002. ₍₁.₁₀) коэффициент потерь трения диска л 2g-A^ &<Ртр.д-—-2 . (1ЛІ)

Несколько иная зависимость предлагается в труде [145]. Относительные потери от трения диска определяются по уравнению _{в 17Д %} ^ДЛппп ^Ь2 > ОЛ2)

1000 '<р₂~<Рш-Ч где _ c_2R х - учитывает уменьшение площади выхода из колеса из-за наличия лопаток.

Необходимо отметить, что отличие от действительного коэффициента трения может достигать, по замечанию автора [145] от 3% до 10%. Кроме того, следует ожидать, что применение данных зависимостей для определения дисковых потерь малоразмерного ЦК приведет к еще большей погрешности, так как существенное изменение величины чисел Re при уменьшении линейных размеров колеса вызовет, вероятно, изменение абсолютных величин потерь на трение при различных режимах работы ЦК и смещение области автомодельности по числу Re, нижняя граница кото-рой для больших ЦК ориентировочно определяется величиной 10 [38] (величина недосягаемая для колес с диаметром колеса D₂ < 85 мм).

Никто из авторов перечисленных выше работ не предлагает методики расчета канальных потерь, отличающихся от гидравлических на величину потерь из-за перетекания газа через передний осевой зазор. С одной стороны, это, вероятно, вызвано тем, что в компрессорах средних и больших типоразмеров применяются, как правило, колеса с покрывным диском, G другой стороны, имеет место игнорирование этого процесса для колес по луоткрытого типа. Так автор экспериментального исследования [60] от мечает, что процесс перетекания развивается в межлопаточных каналах независимо от протечек в зазоре между Рабочими лопатками и корпусом, вызванных разность, давлений по сторонам лопаток, причем процесс пе ретекания имеет значительно большую интенсивность, чем процесс, свя занный с протечками, и практически не зависит от величины осевого за зора между корпусом и лопатками. Однако, проведенные авторами [88] расчетно-экспериментальные исследования влияния переднего осевого зазора на показатели компрессора показали, что при увеличении относи тельной величины зазора от 0,0125 до 0,125 уменьшение к.п.д; компрес сора достигает причем большим величинам зазора соответ ствует большая скорость уменьшения к.п.д. Вероятно, это указывает на то, что баланс распределения потерь между перетеканиями и протечками в зазоре несколько иной, чем предполагается в работе [60]. Непосредст венное определение потерь на перетекания крайне затруднено. Приведен ные в литературе методики [60 , 88] базируются на экспериментальных исследованиях РК с покрывным диском или полуоткрытых РК с исполь зованием особых конструкций корпусных деталей, что мало приемлемо для исследования малоразмерных ЦК. Таким образом, вопрос оценки по терь на перетекание газа через передний осевой зазор является малоизу ченным, особенно, для малоразмерных ЦК.

1.2.3.2. Диффузор

Исследованиям работы диффузора ЦК большой и средней размерности посвящены труды [2, 3, 57, 71, 75, 84, 90, 92, 127, 151, 158]. Показано значительное влияние диффузора на эффективность работы ступени в целом, ее пропускную способность и устойчивость работы.

Выравнивание существенной неравномерности потока на входе в диффузор происходит путем потерь на смешение. Величину этих потерь в работе [66] предлагается находить из совместного решения уравнений неразрывности, количества движения и энергии. При этом поток принимается несжимаемым, трение на стенках не учитывается и статическое давление принимается постоянным по ширине канала. Коэффициент потерь, оценивающий потери смешения в диффузоре представлен в виде зависимости от геометрических параметров колеса и диффузора, и параметров потока за колесом. Однако, по утверждению авторов, достоверность расчетов во многом определяется выбором коэффициента трения Я, который зависит от многих факторов, в частности и от угла входа потока в диффузор. Потери в диффузоре разделяют, как правило, на потери трения и расширения потока. При определении потерь в диффузоре по методике [158] предлагается их оценка по снижению скорости с_ъ на входе в диффузор до скорости с₄ на выходе из него. где 4^0,25.

Автор отмечает, что отрыв потока при этом не учитывается. В работе [128] потери в диффузоре определяются на основе общих положений о турбулентном движении в диффузорных трубах и исходя и того, что для безлопаточного диффузора характерны два вида потерь: потери на трение и на отрыв потока вследствие расширения

2 _ 2 c₂ c₄ ^-4=^-4-^-, (1.14) где _₄ = 0,12...0^5.

Эти величины, отмечает автор, характерны для углов конусности диффузора 12 градусов.

Потери в лопаточном диффузоре

Л/*2_4 =&-4^~*²), (1.15) где ₂_4 =0...1/к.

В работе [128] приводятся значения коэффициента потерь по формуле Вейсбаха для одновременного поворота и расширения трубы.

Для определения потерь на удар, имеющих место при нерасчетных режимах натекания потока на лопатки диффузора предлагается зависимость где = 0,6...0,7; (X - угол установки лопатки; _а* - угол входа струи.

В работе [145] приводятся эмпирические зависимости для определения коэффициента потерь в безлопаточном диффузоре. Аналитически эта зависимость выражается формулой

Д/т₂_₄ = О Д47...0,0046 -(^-12^, (і.17) где и - угол раскрытия эквивалентного коническо- го диффузора. Эта зависимость справедлива для диффузоров с соотношением DJD₂ =1^5...1.7.

Формул для определения потерь в лопаточном диффузоре авторы не предлагают из-за отсутствия информации о коэффициенте 4 для лопаточного диффузора.

Используя диффузорную модель течения [18] авторы рассматривают безлопаточный диффузор как плоский диффузорный канал, длина которого совпадает с длиной пути частиц жидкости, а скорость в узком и широком сечении - со скоростью потока на входе и выходе аппарата с учетом сжимаемости. Коэффициент гидравлических потерь _Р=-5

6,68 (_г_ О

9т К ^ci)

1-0,25 P^Wi+Vi¹) , (1.18) где m - коэффициент расхода; р' - величина закрутки потока на выходе.

Авторы работ [151, 155], указывая на несовершенство подобной расчетной схемы, предлагают свою, согласно которой на стенках безлопаточного диффузора образуется пограничный слой, в котором имеют место интенсивные возвратные радиальные течения [151], а во внешней части потока генерируется система дискретных вихрей, расположение которых соответствует схеме вихревых дорожек Кармана. Предлагается методика расчета вихревых потерь и потерь, связанных с возвратным радиальным течением у стенок диффузора. Приведены сравнительные зависимости расчетных и экспериментальных данных, свидетельствующие о достаточной адекватности результатов для ряда исследованных.диффузоров компрессоров средних и больших размеров.

Таким образом, наиболее общим подходом определения потерь в безлопаточном диффузоре является разделение их на два вида: трение потока о стенки канала и потери расширения, которые идентифицируют с потерями в эквивалентных конических диффузорах. Маловероятно, что рекомендуемые значения коэффициентов потерь и предлагаемые эмпирические зависимости для их расчета, справедливые для средних и больших типоразмеров ЦК, будут приемлемы для определения потерь в диффузор-ных каналах малоразмерного ЦК. Уменьшение линейных размеров ПЧ диффузора, вызывающее снижение значений чисел Re. существенно отражается на составляющей потерь из-за трения о стенки канала; При этом диффузор малоразмерного ЦК в большей степени будет работать вне области автомодельности по числу Re и, следовательно, влияние числа Re на суммарные потери в диффузоре может оказаться также значительным, в то время как для больших ЦК это влияние, как показывает обзор, просто не учитывается.

1.2.3.3. Выходной аппарат

Большое количество трудов посвящено исследованию работы выходных устройств ЦК [93,97, 125, 126, 150, 152 и др.].

Большинство существующих методов расчета и проектирования выходных устройств не позволяет оптимизировать их конструкцию Решение этой задачи возможно на основе методов, позволяющих с приемлемой точностью рассчитать величину потерь располагаемой работы в выходных устройствах. В настоящее время предложен ряд методов расчета [125, 126, 150], но их применение часто ограничено, например, определенным классом выходных устройств или конкретным режимом их работы. В работе [97] предлагается совершенствование одного из приближенных методов расчета, основанного на разделении потерь в выходном устройстве на две составляющие: 1) на удар и 2) трение и поворот потока [51, 150]. Рассмотрена методика расчета суммарного коэффициента потерь для кольцевых и спиральных камер. В работе [126] приведены экспериментальные данные о влиянии геометрических размеров сборной камеры на коэффициент потерь в выходном устройстве. Наиболее целесообразным, по мнению автора, оценивать влияние конструкции выходного устройства по параметру //^, где / - геометрический параметр, характеризующий размеры сечения [126] и имеющий линейную размерность; Ь₂ - ширина колеса на выходе. Приведенные зависимости показывают о наличии оптимального соотношения 11Ь₂ , определяемого для ^вых.мш Автор обращает внимание на тот факт, что при проектировании выходных устройств необходимо оптимально конструировать выходной диффузор, что требует иногда увеличивать расчетные сечения боковой сборной камеры с цель, уменьшения потерь в выходном диффузоре (а также суммарные потери в выходном устройстве). Также как и в случае с диффузором, в перечисленных работах игнорируется влияние числа Re на потери в улиточных каналах. Это можно объяснить тем, что выходные устройст- ва ЦК больших типоразмеров в большей степени работают в области ав-томодельности по числу Re.

В целом, приведенные методики поэлементного расчета потерь в ПЧ ЦК основываются на решении одномерной задачи течения газа и позволяют условно классифицировать потери на следующие составляющие [88]: потери на удар во входном участке лопаток; потери на трение о стенки внутри проточных каналов РК; потери на перетекание газа; потери на вторичные течения в РК; потери на смешение на входе в диффузор; потери на трение о стенки внутри диффузора ж потери на резкое расширение на входе в спиральную камеру; потери на трение внутри выходного устройства.

Непосредственное применение этих методик для моделирования течения в малоразмерном ЦК затруднено ввиду недостаточности данных о величинах коэффициентов потерь и связанных с их расчетом других эмпирических коэффициентов. В литературе, посвященной экспериментальным исследованиям ЦК, не содержится почти никакой определенной информации о величинах потерь в ПЧ малоразмерного ЦК. В то же время, как уже отмечалось выше, есть основания полагать, что отличие в величинах потерь для малоразмерных и хорошо изученных крупных компрессоров могут оказаться существенными. Прежде всего, это вызвано влиянием числа Re, непосредственно связанного с размерами проточной части. Изучению влияния числа Re на рабочие характеристики ЦК посвящена работа [28], в которой содержится, важный для нас вывод о том, что все рабочие характеристики ЦК изменяются в зависимости от числа Re в области его малых значений сильнее, чем в области больших значений. На основании этого вывода, справедливо предположить, что течение воздуха в ПЧ малоразмерного ЦК в большей степени будет происходить вне области автомо дельности по числу Re и зависящие от числа Re потери могут количественно или даже качественно отличаться от рекомендуемых в литературе.

Открытыми остаются также неизученные для малоразмерных ЦК вопросы: влияния угла атаки / на потери в РК; определения потерь из-за перетекания газа через передний осевой зазор; нахождения зависимости коэффициента скольжения № от режимных параметров работы ЦК.

1.3, Методы моделирования работы радиально-осевой турбины

При газотурбинном наддуве высокооборотных автотракторных дизелей, в качестве привода центробежных компрессоров, применяются исключительно радиально-осевые турбины. Это объясняется двумя причинами: с одной стороны, КПД радиально-осевой турбины выше чем КПД осевой турбины при характерных для автотракторного дизеля условий работы [109]; с другой стороны, по сравнению с осевыми турбинами, радиально-осевые технологичнее в изготовлении, надежнее в эксплуатации.

Тип системы ГТН определяет условия работы турбины на двигателе. Несмотря на ряд преимуществ «изобарной» системы ГТН по сравнению с импульсной, такая система нашла ограниченное применение в автотракторных дизелях по причине неудовлетворительной экономичности дизеля на частичных режимах, а также из-за неудовлетворительной приемистости дизеля [119]. Поэтому для математического моделирования работы ГТН в целом, практический интерес представляют методы расчета ради-ально-осевых импульсных турбин. Вопросами исследования импульсных радиально-осевых турбин агрегатов наддува дизелей в нашей стране занимаются в ЦНИДИ, НАТИ, ГСКБД, НАМИ, ХПИ, ХИИТе, в лабораториях ЧТЗ, ЯМЗ и в ряде других организаций.

Из существующего множества методов проектирования импульсных турбин, благодаря своей простоте, самым распространенным в настоящее время является метод, изложенный в работе [16], согласно которому турбина проектируется для работы в стационарном потоке газа, но значения расхода G_T и изоэнтропийного перепада энтальпий на ступень Н_т определяются с учетом поправочных коэффициентов K_G и К_и. Простота расчета, накопленный богатый опыт проектирования турбин [1, 31, 73, 80, 109, 135, 149 и др.] делают привлекательным использование такой методики. Однако, точность расчета существенно зависит от правильного выбора поправочных коэффициентов, значения которых различны для многообразия сочетаний дизеля и турбокомпрессора.

В работах [7, 120] предложены расчетно-экспериментальные методики, основанные на гипотезе о квазистационарности процесса в турбине и позволяющие при помощи опытных статических характеристик определять средние и мгновенные параметры турбины.

Существующие газодинамические модели [46, 62, 169] в виду сложности численного решения нелинейных уравнений газовой динамики, практически применяются при изучении процессов в выпускных коллекторах значительной длины со сложной конфигурацией и. турбинах, имеющих относительно большую протяженность проточной части (например, многоступенчатые турбины).

Для расчета рабочих процессов турбин автотракторных двигателей наибольший интерес представляют методы, основанные на допущении о квазистационарности газового потока. Справедливость такого допущения показана в работе [101]. Среди существующего ряда таких методик [94, 49, 89, 101] наиболее совершенной, на наш взгляд, является методика, изложенная в работе [101], позволяющая рассчитывать статические характеристики полнопоточных и двухзаходных радиально-осевых турбин.

Следует отметить j что при расчете рабочего процесса автотракторного дизеля по описанным выше методикам работа компрессора, как правило, описывается статическими характеристиками, полученными при безмоторных испытаниях компрессора. Такой подход, как было уже сказано, исключает совместную оптимизацию конструкций турбины и компрессора на стадии создания турбокомпрессора.

1.4. К вопросу о детандерном охлаждении наддувочного воздуха

Система охлаждения наддувочного воздуха, являющаяся составной частью системы ГТН, позволяет форсировать двигатель при одновременном улучшении его топливной экономичности и снижении теплонапря-женности деталей цилиндро-поршневой группы.

Известно, что снижение температуры наддувочного воздуха приводит к увеличению заряда цилиндра, росту коэффициента избытка воздуха и понижению температуры в начале сжатия. При постоянной мощности четырехтактного двигателя, уменьшение температуры наддувочного возду-^ ха на 10 обеспечивает снижение максимальной температуры сгорания примерно на 10, а удельный индикаторный расход топлива сокращается на 1,5% [117].

К принципиальным преимуществам повышения заряда цилиндра за счет охлаждения наддувочного воздуха по сравнению с форсированием по давлению наддува следует отнести следующие [30];

РОСГТТЇЇПГЛГТ ror-.-f „ ;;_:'ічі:л5 значительное снижение температуры и давления газов при одинаковых значениях коэффициента избытка воздуха; существенное улучшение индикаторных показателей процесса [30]; значительное снижение механической напряженности дизеля.

Следует отметить также отрицательные стороны применения охлаждения наддувочного воздуха. Во всех случаях оно требует усложнения конструкции двигателя и увеличения его массогабаритных показателей, вызывает дополнительные гидравлические потери в воздушном тракте и требует определенных затрат энергии на осуществление процесса охлаждения воздуха.

Важно учитывать, что охлаждение наддувочного воздуха может применяться как с целью повышения мощности при сохранении уровня теп-лонапряженности, обеспечивающего требуемую надежность и долговечность двигателя, так и с целью снижения тепловых нагрузок на детали и улучшение удельного расхода топлива при сохранении эффективной мощности.

Проведенные ранее ХИИТом и ГСКБД исследования влияния охлаждения наддувочного воздуха на показатели работы четырехтактного высокооборотного двигателя семейства СМД показали его высокую эффективность. В работе [20] приведены зависимости основных показателей двигателя СМД-62 от температуры воздуха на впуске, полученные автором экспериментально путем охлаждения наддувочного воздуха в дополнительных охладителях, работающих автономно. На рис. 1.4 приведены зависимости относительного изменения удельного эффективного расхода топлива дизелем от температуры наддувочного воздуха, полученные для двигателя 4ЧН12/14 ( СМД-18 ) [138], аналогичного двигателю 6ЧН12/14 (СМД-31), являющемуся объектом настоящего исследования.

Зависимость приведенного расхода топлива g_e от температуры наддувочного воздуха t_s для двигателя 4ЧН12/14

Рис. 1,4

Схемы систем турбодетандерного охлаждения наддувочного воздуха

гт eojdt/x

ОН В 1 _ггч^о

ОНИ 2 а) система с механической связью ТД с ТКР; б) система с газовой связью ТД с ТКР

Рис. 1.5

Сравнительно резкое снижение величины g_e при охлаждении воздуха в условиях N_e= const является следствием существенного улучшения индикаторного процесса и понижения температур рабочего цикла. По причине более низких температур в цилиндре в момент впрыска топлива, начало горения при охлаждении воздуха наблюдается несколько позже, т.е. незначительно увеличивается период подготовки топлива к сгоранию (период индукции). При этом происходит и увеличение фактора динамичности цикла <7 [138].

Таким образом, при охлаждении воздуха создаются условия для более интенсивного протекания процесса сгорания и уменьшения относительных потерь теплоты в систему охлаждения.

В настоящее время существуют различные способы охлаждения наддувочного воздуха. Основными являются следующие [42, 117,119 и др.] в охладителях рекуперативного типа; испарением в наддувочном воздухе легкоиспаряющейся жидкости; применение холодильных машин; водоконтактное охлаждение; изменение внутренней энергии сжатого воздуха в расширительных турбинах или цилиндрах двигателя.

При существующих системах конвективного охлаждения воздуха в серийных двигателях достигнута, вероятно, предельная эффективность системы и дальнейшее понижение температуры воздуха в ресивере малореально. Альтернативные способы охлаждения воздуха, как правило, требуют или существенного изменения конструкции двигателя, или установки дорогого и громоздкого оборудования. В меньшей мере это свойственно турбодетандерной системе охлаждения наддувочного воздуха. Переход к такой системе позволит ощутимо повысить эффективность охлаждения воздуха до коэффициента Л:-0,9 _и выше [42]. Основная идея заключается в следующем (рис. 1.5). Воздух, сжимаемый в центробежном нагнетателе К до давления, превышающего потребное для наддува дизеля Д. Затем этот воздух поступает в охладитель наддувочного воздуха ОНВ, где температура его падает почти до температуры охлаждающей воды, после чего воздух расширяется в турбодетандере ТД до давления, требуемого для наддува. При этом температура его падает до величины, значительно меньшей чем температура охлаждающей воды.

Преимущества ТДС охлаждения часто демонстрируются на примере двигателей фирмы Купер-Бессемер [42] (рис. 1.5 б). Авторы приводят данные по температуре в проточной части системы, эффективности охлаждения (К = {.), величинах потерь давления при охлаждении (Дрнх =0,05 МПа), Эффективность по экономичности двигателя при этом не указывается).

Существенным недостатком ТДС охлаждения является рост насосных потерь из-за необходимости повышения давления в выпускном коллекторе для достижения высокого давления воздуха после нагнетателя. Мощность турбодетандера не компенсирует эту потерю [30, 141]. Кроме того, ТДС охлаждения усложняет конструкцию ДВС, увеличивает его вес и стоимость. Вместе с тем она позволяет осуществить глубокое охлаждение наддувочного воздуха, а значит обеспечивает возможность увеличения степени форсирования двигателя без превышения ограничений по механическим и тепловым нагрузкам цилиндро-поршневой группы. Следует отметить, что при охлаждении воздуха до температуры 10...15С, лежащих ниже точки росы, наполнение улучшается также вследствие еще большего снижения температуры воздуха из-за испарения содержащейся в нем влаги.

Возможность глубокого охлаждения воздуха и более полное использование энергии выпускных газов вызывали и вызывают интерес к ТДС охлаждения у разных исследователей. В настоящее время известно несколько компоновочных решений такой системы. Анализ работ [27, 30, 42, 119, 141] позволяет объединить схемы ТДС охлаждения в следующие четыре группы: схемы с газовой связью турбодетандерного агрегата (ТДА) с двигателем; схемы с механической связью ТДА с коленчатым валом двигателя; схемы с механической связью ТДА с валом основного турбокомпрессора; схемы, в которых ТДА механически связан с валом подкручивающих устройств (паровая или фреоновая турбина, электродвигатель и др.).

Различают системы с начальной установкой ТДА, когда воздух в компрессор ТДА поступает непосредственно из окружающей среды; ТДС охлаждения с конечной установкой ТДА (непосредственно перед ресивером двигателя). Расчетными исследованиями [27] установлено, что ТДС с конечной установкой ТДА эффективнее системы с начальной установкой ТДА.

Проведенный под руководством профессора P.M. Васильева-Южина расчетный анализ [30] различных ТДС охлаждения применительно к четырехтактному двигателю производства П.о. «Завод имени Малышева» 16ЧН24/27 (Д-70А), показал, что наиболее рациональной является система с газовой связью второго турбокомпрессора (ТДА) с основным (рис. 1.5 а). Эта система позволяет повысить мощность на 20...22% при снижении расхода топлива на 4...7%. Сравнение производилось при одинаковых давлениях наддува и температуры поршня. Расчетное охлаждение воздуха осуществлялось до значения температуры t_s =5 С, общий

КПД ТДА принимался на 0.05 меньше по отношению к основному турбокомпрессору. Методику расчета авторы [30] не публикуют, однако, имеющиеся сведения, в частности, тот факт, что КПД ТДА задавался принудительно, позволяют предположить, что расчеты носили приближенный характер, вероятно, достаточный для сравнительной оценки различных схем ТДС. Данных об экспериментальном подтверждении расчетных исследований для двигателя Д-70А в литературе мы не встречали.

В расчетах, приведенных в [141], способ охлаждения турбодетанде-ром сравнивался с соответствующим способом турбонаддува с промежуточных охлаждением наддувочного воздуха при одинаковых допущениях, которые заключались, например, в равенстве давлений наддува, одинаковых уровнях давления в цилиндре (определяющих механическую напряженность), равенстве коэффициентов избытка воздуха, равенстве КПД турбокомпрессоров и равенстве температуры охлаждающей среды в охладителях наддувочного воздуха. Такие упрощающие допущения, по мнению авторов, оказывают незначительное влияние на результат сравнения. При турбодетандерном охлаждении применялись два охладителя (см. схему на рис. 1.56). Расчет производился для трех значений коэффициента избытка воздуха ее : 1.5, 1.7 и 2.0; максимальное повышение мощности, составило 10%. Расход топлива при турбодетандерном охлаждении оказался несколько выше из-за меньшей петли газообмена индикаторной диаграммы при более высоком подпоре газов. Автором [141] также проведено исследование влияния КПД ТДА на эффективность системы. Это влияние существенно Ц_Т — 0,7 (значение, которое в настоящее время еще не достигнуто) повышение мощности при турбоохлаждении достигло бы 16%. Автор отмечает, что несколько выше было бы увеличение мощности, если бы сравнение обоих способов производилось не при равном коэффициенте избытка воздуха ОС, а при одинаковой термической напря- женности, которая характеризуется потоком теплоты в стенки камеры сгорания.

Таким образом, представленный материал не дает возможности сделать однозначный вывод об эффективности применения ТДС. Опытные данные о влиянии охлаждения наддувочного воздуха на экономичность, полученные ранее для двигателей, аналогичных исследуемому 6ЧН12/14 позволяют предположить, что положительный эффект от увеличения заряда за счет снижения температуры воздуха при турбодетандерном охлаждении все же будет иметь место даже при значительном росте насосных потерь, вызванных необходимостью повышения давления перед газовой турбиной.

С учетом вышеизложенного, целью и задачами диссертационной работы являются:

Изучение рабочего процесса малоразмерных компрессоров с диаметрами колес 60..Л10 мм и получение зависимостей коэффициентов потерь в элементах проточной части от режимных параметров путем их экспериментальных исследований на безмоторном стенде.

Разработка методики и программы расчета на ЭВМ универсальной характеристики малоразмерного компрессора.

Разработка методики и программы расчета на ЭВМ произвольного режима работы двигателя, включая газодинамический процесс в турбокомпрессоре.

Разработка математической модели и программы расчета на ЭВМ рабочего процесса двигателя с турбодетандерным охлаждением наддувочного воздуха (ТДС ОНВ).

Проведение оптимизации в составе математической модели двигателя конструктивных параметров турбокомпрессора ТКР-6 для наддува автомобильного дизеля ЗИЛ-645.

Совместная работа турбины, компрессора и двигателя

Повышение КПД агрегатов наддува положительно сказывается на надежности двигателя и позволяет повысить его эффективный КПД [137]: КПД турбокомпрессоров малых размерностей вследствие несовершенства современных технологий и ряда других причин ниже чем у турбокомпрессоров больших размеров. В работе [168] приведена зависимость, показывающая связь уровня максимально достижимого КПД турбокомпрессора и его типоразмера. Исследования малоразмерных турбокомпрессоров [103], проведенные на двигателе СМД-21, показали, что зависимость удельного расхода топлива двигателем от КПД турбокомпрессора не линейна (рис. 1.1) и наиболее ощутима при значениях Щ 0,46 .

Совершенство системы ГТН во многом определяется эффективностью центробежного компрессора , каждый процент КПД которого дает 0.3 ... 0.5 % экономии топлива [40]. На рис. 1.2 показаны зависимости КПД серийно выпускаемых ЦК от их размерности, полученные для компрессоров, как ведущих мировых производителей, так и отечественных на основании данных многочисленных источников [40,103,159,161,163,164,168, 171 и др.]. Сплошная и пунктирная линии, соответствующие зарубежным и отечественным ЦК, иллюстрируют существующий в настоящее время разрыв как в уровнях применяемых технологий, так, вероятно, и в методах проектирования. Отдельные удачные разработки отечественных производителей, например ТКР-7Н, доказывают, что технологические проблемы не являются решающими в объяснении, этого разрыва, что можно рассматривать подтверждением актуальности проблемы создания новых методов расчета малоразмерного ЦК. Наряду с этим, как видно из рисунка, обе линии КПД с уменьшением размерности ЦК неуклонно падают. Имеющее при этом место изменение некоторых газодинамических параметров ЦК, связанных с линейными размерами ПЧ, например чисел Рей-нольдса, существенно меняют, как будет показано ниже, хорошо изученную картину распределения потерь в ПЧ, что требует экспериментального исследования этого вопроса.

При рассмотрении совместной Работы компрессора, турбины и двигателя наряду с достижением максимальных КПД отдельных составляющих системы наддува важным является выполнение следующих требований:

1) согласование расходных характеристик двигателя и компрессора таким образом, чтобы в широком диапазоне нагрузок двигателя КПД компрессора был достаточно высоким, т.е. гидравлическая характеристика двигателя должна проходить в зоне максимальных КПД компрессора;

2) зона устойчивой работы компрессора должна обеспечивать необходимый запас по помпажу при работе на самых неблагоприятных для компрессора режимах работы двигателя. Особенно это относится к автомобильным двигателям, у которых гидравлическая характеристика в поле универсальной характеристики компрессора наклонена к линии помпажа;

3) настройка компрессора на совместную работу с двигателем должна производиться с учетом влияния компрессора на КПД турбины через па и/ раметр /с . с целью достижения максимального КПД турбокомпрессора в целом.

Очевидно, что одновременно удовлетворить всем приведенным выше требованиям экспериментальным путем достаточно сложно. Поэтому актуальным является математическое моделирование совместной работы двигателя и турбокомпрессора.

Вопросами согласования расходных характеристик компрессора и двигателя занимались и занимаются многие отечественные и зарубежные ученые . В нашей стране этой теме посвящены работы А.Д. Чаромского, Д.А. Портнова, В.А. Ваншейдта, Н.М. Глаголева, А.Э. Симеона, И.Н. Нигматулина и многих других. Как правило, оценка качества согласования производится по характеристике компрессора, полученной в установившемся потоке воздуха. В существующих методиках [47, 51, 72, 79 и др.] считается, что турбокомпрессор соответствует двигателю, если поле расхода воздуха двигателем, определенное по средним значениям давления наддува и расхода воздуха двигателем, лежит в поле устойчивой работы компрессора, а режимам максимальных нагрузок двигателя соответствуют максимальные значения КПД компрессора. Ряд авторов [47, 53, 102, 142] считает, что Рабочий процесс компрессора в условиях стационарного потока на стенде и неустановившегося потока на двигателе практически не претерпевает заметных изменений и для оценки качества согласования можно применять универсальную характеристику компрессора, полученную в установившемся потоке воздуха на безмоторном стенде. Однако, как показано в работе [47] даже для установившегося режима работы расчет параметров компрессора вызывает серьезные трудности, связанные, главным образом, со сложным характером процессов в проточной части ЦК и ограниченными данными по характеристикам элементов системы. В то же время, существуют различные методы, учитывающие нестационарность работы компрессора при согласовании его работы с другими элементами системы ГТН. Так, в некоторых работах [51, И 9, 142]-с целью учета циклического характера подачи воздуха компрессором при его работе на двигателе введено понятие условного КПД. Исследования [76, 119] показали , что при Работе турбокомпрессора ТКР -11 на тракторных двигателях СМД-11 и Д-130 условный КПД компрессора ниже адиабатного в среднем на 5 ... 6%. Снижение КПД компрессора при работе его на двигателе по сравнении с полученными при безмоторных испытаниях, отмечено в трудах [40, 72, 76], причем в работе [76] снижение КПД оценивается в пределах 3.5 ... 7.5 %. При этом снижение КПД компрессора на двигателе объясняется нестационарность, потока и игнорируется влияние подогрева воздуха в проточной части ЦК за счет теплопередачи от турбины и двигателя.

Экспериментальный стенд и методика проведения исследований компрессора

Экспериментальные исследования компрессоров проводились на специально изготовленном безмоторном стенде, позволяющем исследовать компрессор при различных режимах работы в составе турбокомпрессора. Схема и фотографии стенда показаны на рис. 2.1, 2.2, 2.3, 2,4.

Воздух через расходомерное устройство 8 поступает во входной кон-фузор компрессора. Сжатый воздух после компрессора через дроссельную заслонку 5 сбрасывается в атмосферу. Дроссельная заслонка 5 служит для регулирования расхода воздуха через компрессор при постоянной частоте вращения ротора.

Приводится компрессор от турбины 1, которая питается из магистрали сжатого воздуха 14. Отработавший в турбине воздух сбрасывается в атмосферу.

Опорой ротора турбокомпрессора служит подшипник скольжения 15. Его смазка осуществляется от автономной замкнутой системы, состоящей из масляного бака 19, фильтра 17, шестеренчатого насоса 18 с приводом от электродвигателя. Для поддержания заданной температуры масла в баке установлен водяной охладитель 1 б и электронагреватель 20.

При проведении экспериментальных исследований с целью изучения рабочего процесса малоразмерных компрессоров производились как традиционные замеры параметров для определения внешних характеристик, так и специальные. Традиционные замеры включали:

1) Расход воздуха через компрессор GK замерялся при помощи мер ного сопла 8. Перепад давлений на мерном сопле и статическое давление перед соплом измерялись U-образными дифференциальными водяными манометрами 10, 11 а температура перед соплом - термопарой 9.

2) Давление перед компрессором (на. входе во входной конфузор) &РА и избыточное статическое давление на выходе из компрессора (за газоотводящей улиткой) АР - измерялись соответственно U-образным водяным манометром 12 и образцовым дифференциальным манометром 7.

3) Температура воздуха на входе в компрессор tA и на выходе из компрессора . tK, а также температура масла tM измерялись хромель-копелевыми термопарами 6, 3, 2. При этом принималось, что температуры воздуха, замеренные при помощи термопар, равны температурам заторможенного потока. Кроме того, дополнительно измерялся перепад температур на компрессоре А —tK—tQ при помощи многоспайной термопары 4. Горячие спаи термопары устанавливались за компрессором,. а холодные - перед ним. Спаи размещались в потоке с таким расчетом, чтобы максимально усреднить температуры воздуха по сечениям. В качестве указателя электродвижущей силы, создаваемой термопарами, применялся потенциометр типа КСП.

4) Частота вращения ротора птк замерялась при помощи радиоволнового тахометра типа РВТ 13.

5) Во время испытаний замерялось также барометрическое давление при помощи барометра-анероида.

К специальным замерам относятся следующие (рис. 2.5).

1) Вход в РК- сечение «1-1». На расстоянии 3...5 мм от РК осуществлялся замер полных давлений по высоте лопатки в 4 ... 6 точках.

2) Выход из РК - сечение «2-2». В этом сечении также осуществлялись замеры полного давления в 4 точках по высоте лопатки. Датчик полного давления отстоял от колеса на 2 ... 4 мм в зависимости от типоразмера компрессора. На диаметре установки датчика полного давления располагались равномерно по окружности три датчика статического давления (рис. 2.5).

3) При исследовании безлопаточных диффузоров (БЛД) осуществля лись замеры полных и статических давлений в конце профилированного участка БЛД (сечение «3-3») и на выходе из диффузора (сечение «4-4»).

Полные давления также измерялись по ширине диффузора, а статические - на диаметрах установки датчиков полного давления по окружности (рис. 2.5).

4) При исследовании компрессоров с лопаточным диффузором препарировался один межлопаточный канал (рис. 2,6). При этом замеры давления осуществлялись перед каналом (сечение «3 - З»). В горловом сечении на выхода «4 — 4 » и на выходе из канала (сечение «4 - 4»).

Полные давления в контрольных сечениях ПЧ испытуемых компрессоров измерялись при помощи специально изготовленных миниатюрных датчиков, показанных на рис. 2.7 и на фотографиях (рис. 2.3, 2.4), Причем использовались два типа датчиков: с одним приемным отверстием с диаметром 0,8 мм и с несколькими приемными отверстиями того же диаметра. Первый тип датчиков использовался для определения эпюры полных давлений в исследуемом сечении, а второй — для определения среднего полного давления в сечении. Специально проведенные эксперименты показали, что такой способ осреднения полного давления по ширине канала с помощью датчиков второго типа дает хорошую сходимость результатов с данными, полученными при определении эпюры датчиками первого типа. Из-за отсутствия эталонных трубок полного давления, оба типа датчиков тарировались по методике предложенной Ю.Б. Галеркиным [38]. Эта методика предполагает выбор эталонного датчика (из большого числа изготовленных датчиков одного типа) на основании замеров в контрольном сечении. Так как несовершенство конструкции датчика может только занижать замеренное полное давление, поэтому за эталонный принимается датчик, показавший максимальное значение. Показания других датчиков в дальнейшем корректируется посредством таррировочных коэффициентов.

Основные положения математического моделировании рабочего процесса комбинированного двигателя

Математическую модель рабочего процесса комбинированного двигателя можно условно рассматривать как совокупность трех независимых, но связанных граничными условиями, математических моделей ЦПЧ, турбины и компрессора (рис. 3.1). Разработанная ранее на кафедре "Теплотехника и тепловые двигателя" ХИИТа математическая модель комбинированного двигателя [59,100,112,118,129 и др.], прошедшая многократную практическую проверку, вполне может быть использована и была ис пользована для решения различных задач, в том числе и оптимизации системы ГТН. Однако, существенным недостатком этой модели является использование в ней, в качестве модели компрессора, полиномиальных зависимостей универсальной характеристики ЦК, полученных экспериментальным путем. Как уже отмечалось выше, подобный подход исключает возможность анализа рабочего процесса ЦК, его взаимосвязь с рабочими процессами ЦПЧ двигателя и турбины, а следовательно, не позволяет проводить совместную оптимизацию всех элементов ГТН. Разработка математической модели ЦК позволяет устранить этот недостаток.

В связи со сказанным, при описании математической модели комбинированного двигателя, наибольшее внимание уделено разработанной математической модели ЦК, а модели ЦПЧ двигателя и турбины освещены на уровне основных положений со ссылками на первоисточники. поршневой части двигателя, впускном и выпускном коллекторах

Математическая модель основана на термодинамическом методе расчета. Состояние рабочего тела в любой момент времени определяется массой рабочего тела G, его объемом V, давлением р и температурой

Т. Для установления связи между этими параметрами используется система уравнений сохранения энергии, массы и уравнение состояния. Наиболее простое решение этой системы возможно для нахождения параметров рабочего тела внутри расчетной зоны. Под зоной, в данном случае, понимается участок проточной части двигателя, для которого градиенты параметров состояния отсутствуют. Предполагается, что таких зон z + m + n +2, где z -число цилиндров, т -число выпускных коллекторов, П - число преобразователей импульсов.

Стыковка параметров на границах соседних зон проточной части осуществляется исходя из равенства потоков массы и энергии через поверхность границы зон.

Расчет процессов "сжатие-сгорание-расширение" считается законченным в момент открытия выпускного клапана. Результатом расчета является среднее индикаторное давление на участке сжатие - сгорание - расширение РСР—Г- (3.15)

Полученное значение среднего индикаторного давления впоследствии уточняется при расчете процессов впуска и выпуска, основанного на разработках Н.М. Глаголева и А.Э. Симеона [41, 118] и представленными в модели блоком "Газообмен". Граничными условиями при расчете процессов в коллекторах являются: с одной стороны - значения параметров процесса сгорание - расширение, а с другой - параметры работы турбины и компрессора.

При расчете теплообмена между газом и стенками впускного рессиве-ра и выпускного коллектора коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле Г. Вошни (3.8) или другим эмпирическим зависимостям. Показатель адиабаты определяется по начальному значению температуры в интервале изменения А7] с учетом состава среды. количество продуктов сгорания, вышедших из цилиндра во впускной коллектор; "G(SC _ количество чистого воздуха, попавшего в впускной коллектор с обратным течением из цилиндра; dGK - количество воздуха, поступившего в впускной коллектор из компрессора; dGis- количество чистого воздуха, вышедшего из впускного коллектора в цилиндр; dGisi количество продуктов сгорания, заброшенных во впускной коллектор; п - число источников массы; т - число стоков массы; z - число цилиндров.

Элементарная масса dGK , поступившая из компрессора во впускной коллектор, а также другие, необходимые для расчетов, параметры, компрессора определяются расчетом характеристик ЦК или с помощью полиномиальных зависимостей экспериментальных характеристик.

При расчете параметров газа в выпускном коллекторе уравнения (3.17), (3.18) принимают вид: П 2 Z 2 ZdGiBx = XdGtB + SdGiBs + ZdGiBc ; (3.19) j=i /=i /=i J=I m. г X dGiBbix = X dGiBT + dGr , (3.20) ,=i i=\ где dGiB - количество продуктов сгорания, попавших в выпускной коллектор из цилиндра; dGiBS - количество чистого воздуха, поступившего в выпускной коллектор при продувке; "Нрвс " количество смеси продуктов сгорания и чистого воздуха, вышедших из цилиндра; dGiBT - количество продуктов сгорания, заброшенных в цилиндр из выпускного коллектора; dG1 - элементарная масса газа, поступившая в турбину.

Расход газа через турбину GT определяется расчетом произвольного режима работы турбины, который будет рассмотрен ниже.

Расчет элементарных масс Щ1іХ, Щ пых которыми рассматриваемая зона коллектора обменивается с соседними, осуществляется по известным термодинамическим формулам истечения из сопла с сопоставлением критического и существующего перепадов давлений.

Расчетно-экспериментальное исследование работы турбокомпрессора ТКР-6 оптимальной конструкции

Анализ расчетной универсальной характеристики компрессора (рис. 4.4) показал, что максимальный адиабатный КПД компрессора составил Чкл. =0.76 при расходе воздуха через компрессор Ск =0.115 кг/с и степени повышения давления л"к=1.82. При согласовании расходных характеристик двигателя и компрессора был выбран компромиссный вариант, обеспечивающий одинаково высокие значения КПД компрессора как на режиме номинальной мощности, так и. на режиме максимального крутящего момента. При этом максимальный КПД достигается компрессором на частичных режимах работы двигателя, близких к вероятным средне-эксплуатационным (кривая Д, рис.4.4). Запас по помпажу компрессора во всем диапазоне рабочих режимов составляет не менее 30 %

Исследованием рабочего процесса компрессора на режиме максимального КПД установлено, что частота вращения ротора достигает 100000 мин 1, при этом число Маха набегающего потока на входные кромки лопаток Mwl =0.536, угол атаки на лопатки колеса /=+8.1 град, коэффициент потерь в колесе эрК=д.35, КПД колеса =0.82, коэффициент дисковых потерь йтр.д =0.045, коэффициент расхода =0.24, коэффициенты потерь и КПД соответственно: для диффузора - #д=0.111, ПД =0.84; для улитки - =0.28, 7гаЧ).75.

Таким образом, достигнута достаточно высокая эффективность составляющих элементов турбины и компрессора. Резервом дальнейшего повышения КПД турбокомпрессора является переход от диаметра вала ротора dB—И мм к меньшим диаметрам, что позволит существенно повысить механический КПД турбокомпрессора.

Полученная в результате оптимизационных расчетов скоростная характеристика дизеля ЗИЛ-645 с турбокомпрессором ТКР-6 оптимальной конструкции показана на рис. 4.5. На этом же рисунке пунктирными линиями нанесены характеристики двигателя ЗИЛ-645 при работе со штатным турбокомпрессором ТКР-6.

Сравнительный анализ скоростных характеристик показал, что на оптимизируемом режиме турбокомпрессор ТКР-6 развивает давление наддува Р$=.\9 МПа при КПД турбокомпрессора Лтк-0.56 (адиабатный КПД компрессора ЛКА. =0.75, эффективный КПД турбины /?т=0,59), удельный эффективный расход топлива двигателем составил ge=208 г/(кВт ч), что на 7 г/(кВт ч) меньше, чем у двигателя с базовым турбокомпрессором на этом же режиме.

На режиме максимального крутящего момента (« = 1600 мин , =124.4 кВт) турбокомпрессор оптимальной конструкции обеспечивает давление наддува - =0.165 МПа, удельный эффективный расход топлива двигателем ge=208 г/(кВт ч), в то время как, при применении базового турбокомпрессора расход топлива двигателем составляет gt-2\\ г/(кВт ч), а давление наддува / =0.156 МПа. При этом КПД турбокомпрессора увеличен с г}тк—{)Л0 до VTK =0.56, коэффициент избытка воздуха а с 1.56 до 1.68. Коэффициент приспособляемости двигателя с оптимальным ТКР =1.22, а температура выпускных газов перед турбиной составляет 7 -863 К. Следует отметить, что к можно увеличить до 1.3, т.к. температура выпускных газов перед турбиной значительно ниже наложенного ограничения Тт max =930 К. Запас по помпажу компрессора на режиме МКР=тах превышает 30%.

На номинальном режиме работы КПД турбокомпрессора =0.51, давление наддува р =0.20 МПа, удельный эффективный расход топлива gg=217 г/(кВт ч), что на 8 г/(кВт ч) ниже, чем у базового двигателя. Ограничительные параметры ТТ и P-z не выходят за допустимые значения.

В заключении отметим следующее. Турбина исследуемого турбокомпрессора работает в импульсном потоке выпускных газов, С целью проверки корректности использования в математической модели двигателя коэффициентов импульсности К-G и Кц, по экспериментальной кривой давления газов в выпускном коллекторе Рт /{ р) (рис.4.6) квазистационарным методом определялись мгновенные параметры турбины ТКР-6 оптимальной конструкции. Для этого использовались статические характеристики турбины (рис.4.2, 4,3). Затем, мгновенные параметры турбины осреднялись.

Похожие диссертации на Исследование и оптимизация малоразмерных компрессоров агрегатов наддува быстроходных дизелей

Исследование систем газотурбинного наддува четырехтактных дизелей в зависимости от среднего эффективного давленияБердник Алексей Николаевич

Совершенствование энергосберегающих систем малооборотных дизелей на основе параметрической и схемной оптимизации и исследования статических характеристик Седельников Геннадий Дмитриевич

Влияние характеристик впрыскивания топлива на тепловыделение и показатели тракторного дизеля с наддувом Лабецкас Гвидонас Стасиевич

Улучшение эффективных и экологических показателей автотракторных дизелей с наддувом путем подачи метанола на впускеСмирнов, Артем Юрьевич

Обоснование методов конвертации дизелей без наддува и с наддувом на питание природным газом с обеспечением норм по токсичностиШишлов Иван Геннадьевич

Улучшение эффективных и экологических показателей автотракторных дизелей с наддувом путем подачи водо-метанольных смесей на впускеКопаев, Егор Владимирович

Улучшение эффективных и экологических показателей автотракторных дизелей с наддувом путём подачи метанола на впускеСмирнов Артём Юрьевич

Улучшение эксплуатационных показателей автотракторных дизелей путём совершенствования параметров системы наддуваСмирнов Сергей Викторович

Разработка методов и динамической математической модели для исследования дизелей при неустановившихся нагрузках Хайртдинов Ильдар Нурисламович

Исследование рабочего процесса дизеля 4Ч 11,0/12,5 при работе на метаноло-топливной эмульсииРоманов Сергей Александрович