Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Вентиляторбые установки систем охлаждения турбопоршневых двигателей 17
1.1 Состояние проблемы 17
1.2 Задачи исследования 43
Глава 2 Математическое моделирование турбовентилятора системы охлаждения турбодизеля тяжелонагруженного транспортного средства 46
2.1 Постановка задачи и основные допущения математической модели 50
2.2 Параметры, задаваемые при расчете вентилятора 53
2.3 Расчетные формулы 54
2.4 Результаты расчета параметров вентиляторных устройств для турбовентиляторной системы жидкостного охлаждения турбодизеля с ОНВ 84
2.5 Выводы 88
Глава 3 Математическое исследование вентиляторного устройства турбовентиляторной системы охлаждения 89
3.1 Проектирование и профилирование лопаток диагональных вентиляторов 89
3.2 Расчет координат средней линии профиля в пространстве 90
3.3 Расчетно-теоретическое исследование диагональных вентиляторов 100
3.3.1 Построение трехмерных моделей вентиляторов и анализ прочности 100
3.3.2 Оптимизация геометрии профиля диагонального вентилятора 105
3.4 Выводы 124
Глава 4 Экспериментальное исследование диагонального вентилятора 125
4.1 Экспериментальная установка, схема и методика измерений 125
4.2 Методика обработки результатов измерений 129
4.3 Оценка погрешности результатов испытаний 131
4.4 Объекты испытаний и результаты экспериментального исследования вентиляторов 13 3
4.5 Выводы 141
Глава 5 Расчетная методика определения номинальных параметров турбины турбовентилятора при совместной работе с турбодизелем 142
5.1 Постановка задачи и основные допущения математической модели 142
5.2 Параметры, задаваемые при расчете турбины привода вентилятора 145
5.3 Расчетные формулы 147
5.4 Результаты математического моделирования 173
5.5 Выводы 179
Глава 6 Перспективы применения турбовентилятора в системе охлаждения транспортных турбопоршневых двигателей 180
6.1 Основные положения методики расчета энергетических показателей турбовентилятора на нерасчетном режиме 180
6.2 Результаты расчетно-теоретического исследования эффективности использования турбовентиляторной системы охлаждения на транспортном турбодизеле 185
6.3 Выводы 201
Основные результаты и выводы
- Параметры, задаваемые при расчете вентилятора
- Расчет координат средней линии профиля в пространстве
- Методика обработки результатов измерений
- Параметры, задаваемые при расчете турбины привода вентилятора
Введение к работе
В настоящее время актуален вопрос повышения эффективности транспортных турбопоршневых двигателей.
Использование дополнительного парового цикла (цикл Ренкина) в силовой установке транспортной машины может дать прирост КПД на 13-44%, однако из-за большой сложности такая система пока не нашла применения /4/.
Одним из путей повышения топливной экономичности транспортных дизелей является полезное использование остаточного (продолженного) расширения выходящих из поршневой группы газов в связанной через гидромеханическую передачу с выходным валом двигателя силовой турбине. Такая дополнительная система - система турбокомпаундирования -обеспечивает повышение КПД силовой установки на режимах средней и полной мощности (до 5-6%). Повышение экономичности турбокомпаунд-ных дизелей на этих режимах делает выгодным их использование на тяже-лонагруженных транспортных средствах /115/.
В настоящее время турбокомпаундные дизели с охлаждением наддувочного воздуха (ОНВ) выпускаются фирмой «Scania» (Швеция) для магистральных тягачей. Разработку турбокомпаундных дизелей для грузовых автомобилей проводят фирмы «Cummins», «Caterpillar» (США) и др. Основным недостатком таких силовых установок являются высокие сложность и стоимость специальной гидромеханической передачи.
Вместе с тем, у турбодизелей с ОНВ доля эффективной мощности, расходуемой на прокачку охлаждающего воздуха, составляет на номинальном режиме порядка 7% от номинальной мощности и более (у форсированных танковых дизелей достигает 10+11%) по сравнению с 3,5+5% у атмосферного дизеля. Это связано с высокими сопротивлениями воздушных сетей систем охлаждения турбодизелей с ОНВ. Также сказывается увеличение аэродинамического сопротивления воздушных трактов из-за роста плотности компоновки агрегатов силовой установки, использования шумоизоляционного ограждения (капсулирования) двигателя и др.
Количество отводимой в систему охлаждения теплоты с изменением нагрузки двигателя увеличивается примерно в таком же соотношении, как и количество теплоты, содержащейся в отработавших газах, и которая может быть использована для привода турбины.
С учетом отмеченных обстоятельств, определенный практический интерес представляет использование мощности силовой турбины для привода вентилятора системы жидкостного охлаждения турбодизеля в одном узле - турбовентиляторе. В этом случае турбина имеет с двигателем только газовую связь, поэтому отпадает надобность в таком сложном и дорогом агрегате, как гидромеханическая передача от турбины на вал двигателя.
Большой опыт использования турбопривода вентиляторных устройств накоплен, в частности, в авиационном двигателестроении /22/, /46/, /94/, но его нельзя непосредственно использовать на транспортных турбодизелях.
При недостаточно полной информации и отсутствии целостного подхода к данной задаче представляется очевидной научная и техническая целесообразность исследования турбовентиляторных устройств для систем охлаждения турбодизелей.
При разработке турбовентилятора важен вопрос согласования вентилятора с турбиной и с турбодизелем с ОНВ таким образом, чтобы обеспечивался заданный тепловой режим двигателя во всем диапазоне режимов работы, и достигалась максимальная экономия топлива по сравнению с двигателем без силовой турбины. Для этого необходимо рассмотрение системы «вентилятор - силовая турбина - турбодизель».
Достижение максимальной эффективности турбовентилятора является фактором, непосредственно влияющим на топливную экономичность турбодизеля, что и обусловливает актуальность настоящей работы. Цель работы - достижение максимальной эффективности турбовентилятора оптимизацией его элементной базы и схемы и анализ эффективности его применения в составе турбодизельной силовой установки.
Научная новизна работы:
- разработана математическая модель турбовентилятора для двигателя транспортного средства, позволившая провести комплексное исследование системы «вентилятор - силовая турбина - турбодизель», получить лопаточные машины в составе турбовентилятора с высокими КПД, а также определить рабочий диапазон турбодизеля, на котором применение турбовентилятора обеспечивает выигрыш в расходе топлива, по сравнению с двигателем без силовой турбины;
- разработана математическая модель диагонального вентилятора, позволившая спроектировать вентилятор с рациональным профилированием лопаток.
На защиту выносятся следующие основные научные результаты и положения работы:
- математическая модель и программа расчета турбовентилятора для системы охлаждения транспортного турбодизеля с ОНВ, включающие в себя модули «вентилятор», «силовая турбина - турбодизель»;
- высокоэффективный диагональный вентилятор турбовентиляторной системы охлаждения турбодизеля с рациональным профилированием лопаток;
- вариант турбовентилятора с высокоэффективными диагональным вентилятором и осевой активной турбиной, промежуточным редуктором, выбранный на основе комплексного рассмотрения системы «вентилятор -силовая турбина - турбодизель».
Практическая ценность и реализация работы:
- разработанный комплекс прикладных программ позволяет уменьшить трудоемкость работ при проектировании и доводке турбовентиляторных систем охлаждения турбопоршневых двигателей;
- разработанное профилирование лопаток диагонального вентилятора позволило существенно увеличить его эффективность;
- разработанный вариант турбовентилятора обеспечивает максимальное повышение топливной экономичности турбодизеля транспортного средства;
- результаты работы приняты ОАО НПО «Наука» для использования при проведении НИОКР по системам кондиционирования воздуха (СКВ) и по системам очистки воздуха от пыли и вредных примесей, а также используются в учебном процессе кафедры «Автомобильные и тракторные двигатели» Московского государственного технического университета «МАМИ» при подготовке инженеров по специальности «Двигатели внутреннего сгорания».
Методы исследования представляют собой комплекс расчетно-теоретических и экспериментальных работ, выполненных как с помощью специально разработанных компьютерных программ, написанных на языке программирования Microsoft QuickBASIC, так и с использованием инженерных программных комплексов UNIGRAPHICS, Ansys, FlowER.
Апробация работы. Основные положения работы докладывались и обсуждались на XXVII Научно-технической конференции ААИ «Автотракторостроение. Промышленность и высшая школа.» в МГТУ «МАМИ» в 1999 г.; XXXI Международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки кадров.» в МГТУ «МАМИ» в 2000 г.; научно-технической конференции «Тракторостроение XXI века», посвященной 75-летию НАТИ (г. Москва), в 2000 г.; IX Международной научно-практической конференции «Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей.», посвященной 45-летию ВлГУ (г. Владимир), в 2003 г.; 49-ой Международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров» в МГТУ «МАМИ» в 2005 г.; Всероссийской научно-практической конференции «Российский автопром: теоретические и прикладные проблемы механики и машиностроения» в институте машиноведения им. А.А. Благонравова РАН (г. Москва) в 2007 г.
Публикации. По теме диссертации опубликовано одиннадцать печатных работ.
Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, шести глав, общих выводов, четырех приложений, изложена на 239 страницах машинописного текста, содержит 62 рисунка, 8 таблиц, библиографический список - 120 наименований, в том числе 8 иностранных.
В первой главе проведен анализ принципиальных конструктивных схем турбовентиляторов для системы охлаждения турбодизелей с ОНВ. Также приводится обзор научно-технической информации по проблемам охлаждения современных транспортных ДВС, росту требований к вентиляторным устройствам по производительности, напору, КПД и влиянию на экономичность двигателя.
Обусловлена целесообразность проведения исследований турбо-привода вентиляторных устройств, как перспективного направления улучшения показателей турбокомпаундных двигателей тяжелонагруженных транспортных средств. Сформулированы задачи исследования:
1. Разработка математической модели турбовентилятора для системы охлаждения транспортного дизеля с турбонаддувом и ОНВ.
2. Выбор варианта турбовентилятора с высокоэффективными лопаточными машинами.
3. Исследование эффективности работы силовой установки - «турбовентилятор - турбодизель» - во всем ее рабочем диапазоне.
Во второй главе изложены математическая модель и результаты расчета вентиляторного устройства турбовентиляторной системы охлаждения турбодизеля с рабочими колесами как осевого, так и диагонального типов.
Расчеты в настоящей работе проводились на параметры системы охлаждения турбодизеля с ОНВ типа 12ЧН13/14 номинальной мощностью 397 кВт (турбодизель с непосредственным впрыском топлива в цилиндры, четырехклапанными индивидуальными головками цилиндров), на номинальном режиме: требуемый расход охлаждающего воздуха 10кг/с, сопротивление воздушной сети 1100 Па.
Установлено, что максимальный КПД вентиляторного устройства с диагональным рабочим колесом оказался в 1,15 раза выше, чем у осевого вентилятора.
Были получены варианты диагональных вентиляторов с отрицательными значения углов изгиба входной и выходной кромок профиля в сечениях лопаток; расчетные значения КПД рабочих решеток у них выше, чем у лопаток с положительными углами. Очевидно, что такие лопатки принципиально отличаются от лопаток диагональных вентиляторов известной геометрии с положительными углами кромок.
Отмеченное обстоятельство непосредственно касается повышения эффективности вентиляторов, которая предопределяет эффективность использования турбовентилятора в целом. Поэтому данный вопрос был детально исследован в настоящей диссертационной работе.
Третья глава посвящена исследованию повышения КПД диагонального вентилятора при отрицательных углах изгиба входной и выходной кромок профиля. В главе приводится методика профилирования лопаток диагональных вентиляторов с отрицательными и положительными углами изгиба кромок.
Приведены результаты математического моделирования объемного вязкого турбулентного течения сжимаемой среды - воздуха - в конечно-элементном расчетном комплексе FlowER. Моделирование турбулентного течения - замыкание уравнений Рейнольдса, усредняющих уравнения На-вье - Стокса - осуществлялось по модели Ментера.
Также установлено, что по допустимым запасам прочности возможно выполнять лопатки вентилятора из листового материала, что технологически высокоэффективно, и использовать для изготовления такие перспективные неметаллические материалы, как карбоволокнит.
Четвертая глава посвящена экспериментальному исследованию диагональных вентиляторов, задачами которого являлись:
1. Определение экспериментальных характеристик разработанных диагональных вентиляторов ДВ-8 и ДВ-9.
2. Проверка достоверности разработанной расчетной методики вентиля тора.
В пятой главе изложена методика и результаты расчета основных конструктивных параметров и КПД турбины привода вентилятора и показателей турбодизеля при совместной работе на номинальном режиме.
В расчетах рассматривались схемы турбовентилятора с промежуточным редуктором и без него.
На основе анализа расчетных параметров (числа Re, степень понижения давления, степень нагруженности, относительная высота лопаток) для привода вентилятора была выбрана активная осевая турбина. Для ее расчета использовалась известная методика, изложенная и развитая в работах Стечкина Б.С., Скубачевского Г.С., Дейча М.Е., Быкова Н.Н., Емина О.Н., Зарицкого СП., Наталевича А.С. и других, обеспечивающая высокую точность результатов.
В основу математической модели совместной работы турбины турбовентилятора и турбодизеля положена известная и хорошо себя зарекомендовавшая методика расчета параметров турбодизеля с ОНВ и с силовой турбиной, разработанная НАТИ. Суть данной методики сводится к определению противодавления в выпускной системе двигателя (обусловленного мощностью и эффективностью силовой турбины) и воздействия этого давления на насосные потери и на величины механического и эффективного КПД двигателя. Силовая турбина здесь представлена только заданными значениями мощности и мощностного КПД.
С учетом задач настоящего исследования методика была дополнена специально разработанным блоком расчета геометрических и энергетических параметров турбины привода вентилятора с последующей интерполяционной увязкой расчетных параметров турбины и турбодизеля.
Расчетным исследованием установлено, что использование одноступенчатого редуктора в схеме турбовентилятора позволяет получить варианты турбины турбовентилятора с существенным увеличением мощностного КПД, улучшает геометрические размеры турбины для компоновки на транспортном средстве и способствует росту эффективного КПД двигателя; на основе анализа расчетных данных была выбрана оптимальная величина передаточного отношения редуктора равная 4.
В шестой главе приведена методика и результаты расчета характеристик турбовентилятора с турбодизелем с ОНВ типа 12ЧН13/14 номинальной мощностью 397 кВт и турбовентиляторной системой охлаждения; оценены перспективы применения турбовентилятора на частичных режимах работы турбодизеля тяжелонагруженного транспортного средства.
Завершение указанных этапов позволило сформулировать основные выводы по работе, представленные в соответствующем разделе диссертации.
Параметры, задаваемые при расчете вентилятора
В расчете задаются следующие величины: - расход охлаждающего воздуха GB, [кг/с]; - частота вращения вентилятора пБ, [об/мин]; - наружный диаметр рабочего колеса вентилятора Дирь [м]; - коэффициент осевой скорости потока на входе в рабочее колесо фя; - подогрев воздуха в блоке теплообменных аппаратов ATJO,[К]; - коэффициент восстановления полного давления на стороне всасывания - величина радиального зазора Ьзаз, [м]; - коэффициента потерь диффузора д; - коэффициент уменьшения скорости в диффузоре Кд = /г - ширина лопатки на среднем радиусе С, [м]; - относительная абсцисса места максимальной вогнутости профиля рабо а чей решетки Xf = J &РК - угол конуса по втулочной поверхности \j/ , [град]; - угол конуса по периферийной поверхности у", [град]; - угол атаки і, [град]; - число конических поверхностей течения (струек тока), П{, - атмосферное давлениерйТ) [Па]; - температура атмосферного воздуха Гат, [К]; - удельная изобарная теплоемкость воздуха Срв, [Дж/(кг-К)]; - газовая постоянная для воздуха RB, [Дж/(кг-К)]; - показатель изоэнтропы для воздуха къ. Примечание 1.
В случае диагонального вентилятора при заданной частоте вращения щ просчитываются параметры вентилятора при нескольких значени ях коэффициента осевой скорости потока на входе в рабочее колесо фа, наружного диаметра рабочего колеса Dmp{ и ширины лопатки колеса на среднем радиусе С. При каждой величине фй рассматривается несколько значений углов конуса по втулочной \/ и периферийной поверхностям \/". Остальные исходные данные в ходе вариантного расчета остаются постоянными.
Расчетные формулы. 1. Полная температура воздуха на входе в рабочее колесо вентилятора Гі = Г о = Гат + АГто3[К] (2.4) 2. Полное давление на входе в рабочее колесо. Полное давление воздуха на входе в рабочее колесо, с учетом коэффициента восстановления полного давления на стороне всасывания о-ві , Р1 = Ро = ов1-раг,Ц1а] (2.5) 3. Плотность воздуха в ступени вентилятора Рств - -гЛкг/м3]. (2.6) RBTQ 4. Удельный объем воздуха в ступени = V [м3/кг]. (2.7) УСтВ = РстВ 5. Осевая скорость потока на входе в рабочее колесо Сія = фя-/нар1 [м/с] (2.8) где С/„арі - окружная скорость на наружном радиусе входа в рабочее колесо UHapl = Не]. (2.9)
Необходимо иметь в виду, что у диагонального вентилятора DHap2 Dmp\ и Ump2-Umpi- У существующих конструкций осевых компрессоров максимальные величины окружной скорости на периферии колеса достигают порядка 370 м/с /65/, /86/, у вентиляторов - существенно меньше (около ПО м/с 121, /13/). Учитывая это ограничение, при проведении вариантных расчетов можно не рассматривать варианты вентилятора с существенным превышением этой величины.
6. Втулочный диаметр входа в рабочее колесо /Vi = JoL ,M. (2.10) Увеличение С\а добиваются, при необходимости, увеличением значения коэффициента осевой скорости фа. 7. Втулочное отношение v = DW . (2.11) / -Ь нарі
У существующих конструкций рабочих колес осевых компрессорных машин максимальная величина втулочного отношения составляет v = 0,4 -ь 0,7. По-видимому, задаваясь для расчетов значениями Дирі и фа, это ограничение следует учесть и не рассматривать варианты вентилятора с v значительно меньшими 0,4 как у осевых, так и у диагональных колес. 8. Угол образующей поверхности тока на произвольном радиусе входа в рабочее колесо
Расчет координат средней линии профиля в пространстве
Аналитическое построение средней линии лопатки диагонального вентилятора на выбранной конической поверхности тока у = /(хсрл) по параболе и дуге окружности рассмотрено в работе /32/. Следует отметить, что кривая должна удовлетворять следующим условиям: 1. Прихсрл=0, уСрл=0; 2. При хср л=6рк, /сРл=0; 3. Прихсрл=0, усрл =tg91; 4. Прихсрл=6рк, усрп =g(p2; 5. Существует только одна точка экстремума на отрезке от 0 до Ь?к: при 6. ПрИХсрл—а, уСр n—Jmax Представляется проблематичным найти аналитическую запись уравнения ;уСрЛ = /(л;срл) по рекомендациям работы /32/, в полной мере удовлетворяющую указанным условиям.
В настоящей работе профилирование средней линии профиля проводилось по дугам парабол — методом, рекомендуемым и используемым при профилировании турбомашин /40/, /78/, /84/; средняя линия построена геометрическим способом, как показано на рис. 3.1.
При большом числе участков разбиения п+\ координаты огибающей параболы в системе координат XRZJI могут быть с высокой степенью точности заменены координатами xsi и ysi (индекс «л» опущен) точек Sj (/ = 0,1,2,...,«), принадлежащих отрезку Gj.\Gj, в совокупности представляющих среднюю линию профиля. Этот принцип в аналитической форме заложен в компьютерную программу, позволяющую рассчитать координаты спинки и корытца профиля постоянной толщины хсп, усп, хкор, укор и определить площадь этого сечения в конической развертке при заданных величинах Ь?к, фь Ц 2,/тахА и числе участков разбиения W+1.
Программа составлена на языке BASIC, текст программы приведен в Приложении Б. Следует отметить, что выбор стрелы прогиба профиля необходимо проводить из очевидного условия y/ agcp1, (3.1) J 7 fepK-a)gc 2, (3.2) для получения профиля малой кривизны найденное из системы неравенств крайнее значение целесообразно уменьшить в 1,2-КЗ раза и принять в качестве у/ для дальнейшего расчета.
После профилирования по нескольким сечениям пера лопатки необходимо привести координаты профилей к общей системе координат связанной с рабочим колесом XYZ . Это необходимо для последующего проектирования матрицы.
Для произвольной точки Sh принадлежащей средней линии профиля известны координаты xsi и ySi в системе XJIYJI. Следует отметить, так как построение средней линии лопатки в системе XJIYJI в каждом сечении ведется на двух интервалах: 0 Х$І а и а xssi &рк (точки S{ и Ssi), то для дальнейшего удобства расчетов в программе предусмотрено переприсвоение координат точек Ssi (интервал а xSsi bPK) и точки О0 в общее количество Si (/=0, 1, 2, ..., 2и+2, где п - число участков разбиения, одинаковое для каждого интервала) с координатами 0 xSj bPK, 0 у&- )W-В координатах XYZ у начальной точки О каждого сечения пера лопатки будут координаты (0;0;rj). Также программа рассчитывает на выбранном сечении координаты г -х точек спинки и корытца Smi и SKopi профиля толщины Д,- в системе координат Хл7ц- xsCni и ysmh SKop/ и ysmopil в системе координат XpZ?: Xpscni И Ypscnb XpsKopi И Ypsmpb и в СИСТеМе XYZ: Xscni И YScm, Xsmpi и - Зкорі На основании геометрических построений рис.3.2 и рис.3.3 для определения координат точки лопатки диагонального вентилятора в системе XYZ получены следующие зависимости:
Очевидно, что соотношения (3.16)-(3.27) справедливы и для профиля переменной толщины, но в этом случае при определении координат xscni и yscnb XSKOPI и ysnopi необходимо использовать вместо величины А/2 соответствующие толщины 8СП/ и 5кор;.
Дополнительно в программе предусмотрен пересчет координат точек средней линии профиля для системы координат XnYZu (рис.3.4), повернутой вокруг оси на определенный угол уп так, чтобы координата Zn конечной точки корневого сечения Ос0- равнялась нулю. Это - технологические оси, применяемые при изготовлении лопатки отдельно он колеса штамповкой из листовой заготовки на матрице; использование системы координат XnYZn существенно уменьшает высоту и упрощает форму матрицы (рис.3.5).
Угол поворота осей уп является, по сути, проекцией установочного угла корневого сечения лопатки на плоскость X-Z и определяется как уп = arctg —, [град] (3.28) х0 где Xo $),Zo($) координатыX, Zконечной точки корневого сечения О Координаты точек S( выбранного конического сечения лопатки в системе XnYZu пересчитываются по формулам
Методика обработки результатов измерений
Обработка результатов измерений производилась с помощью приведенных ниже зависимостей.
1. Массовый расход воздуха GB = 0,145J , [кг/с] (4.1) V Яв Го гдерат - атмосферное давление, [Па]; ApG- разрежение в сечении 1-1, [Па]; То - температура воздуха в боксе, [К]; RB - газовая постоянная для воздуха, [Дж/(кг-К)].
2. Мощность, расходуемая на привод вентилятора #в = 0,105Мв/і,[Вт] (4.2) где Мв" крутящий момент на валу вентилятора, [Н-м]; п- частота вращения вала, [об/мин].
3. Перепад статического давления на рабочем колесе вентилятора 1 т АрРК--1Дру,[Па] (4.3) т j=l где Ар - разрежение ву-й точке сечения 3-3, [Па]; т - число точек измерения в сечении 3-3.
4. Плотность воздуха. 130 Плотность воздуха считалась постоянной во всех сечениях проточной части и равной плотности воздуха в боксе р = - -, [кг/м3] (4.4) RBTO
5. КПД по перепаду статического давления на рбочем колесе.
Так как на используемом экспериментальном стенде сеть со всеми ее сопротивлениями (радиатор, жалюзи, мерное устройство-расходомер) находилась на стороне всасывания, а выход воздуха из вентилятора осуществлялся в атмосферу, то целесообразно потери динамического напора, связанные с выходом потока из вентилятора, не включать в сопротивление сети. В этом случае КПД колеса вентилятора определяется как 1РК = . (4.5)
Результаты испытаний вентиляторов представлены в относительных параметрах /8/, /18/, чтобы удобнее сравнивать полученные экспериментальные характеристики вентиляторов, облегчить учет влияния температуры и давления воздуха окружающей среды на экспериментальные данные.
Чаще всего вместо абсолютного значения повышения давления в вентиляторе используется безразмерный коэффициент давления (напора) Jj , а вместо абсолютной величины расхода газа - безразмерный коэффициент производительности (расхода) у . В данной работе используются эти же коэффициенты. При расчете их значений удобно принимать в качестве характерного параметра окружную скорость на периферийном диаметре входа в рабочее колесо. 6. Коэффициент напора рабочего колеса вентилятора ЯРК = . (4.6) Р нарі 7. Коэффициент производительности 131 V = — (4.7) їф нарі нарі 8. Коэффициент потребляемой мощности Nb = f4 - (4.8) 7tPD«apIL/H»pl
9. Перепад статического давления в ступени вентилятора. Согласно ГОСТ 10921-74 перепад статического давления в ступени вентилятора определяется как разность статических давлений за вентилятором и перед ним в сечении 3-3 с вычетом динамического давления в этом же сечении. і т (її А ств = - Z АР, - —%t-, [Па] (4.9) где Ар - - разрежение в j-й точке сечения 3-3, [Па]; т - число точек измерения в сечении 3-3. F(3-3)- площадь короба по сечению 3-3, [м2]. 10. Коэффициент напора вентиляторного устройства Ясхв = - (4-Ю) Следует заметить, что аналогичным образом по известной величине Арс определялся и коэффициент давления сети //с . 11. Статический КПД вентиляторного устройства ЛсхВ = Т7 - (4.П) Р в
Оценка погрешности результатов испытаний
Годность измерений, полученных в ходе эксперимента, обеспечивалась опрессовкой системы и отбрасыванием результатов, содержащих гру 132 бые промахи по критерию Шовене /28/, правильность измерений - уменьшением систематических погрешностей тарировкой и введением паспортных поправок в показания приборов. Точность измерений определяется, как известно, величиной приборных и случайных погрешностей (предельных или средних вероятных), которые уменьшались в проводимой работе до приемлемого уровня за счет использования достаточно чувствительных и точных измерительных приборов (например, пьезометров с небольшой капиллярностью, цифровых указателей и т.д.) и за счет осреднения по нескольким экспериментальным точкам.
Точность итоговых показателей вентилятора: КПД т\СтВ , коэффициента производительности у , коэффициента статического давления /7СтВ и коэффициента мощности вентилятора NB , - характеризуется средними квадратичными погрешностями, рассчитанными по показателям (классам точности) соответствующих первичных измерителей по известным соотношениям /28/, /29/, /73/. Средние квадратичные относительные погрешности основных показателей вентилятора на расчетном режиме представлены в Таблице 4.1.
Параметры, задаваемые при расчете турбины привода вентилятора
Автору не известны методики определения параметров элементов системы «турбина турбовентилятора - дизель с турбонаддувом и ОНВ», опубликованные в научно-технической литературе. Поэтому потребовалась разработка такой математической модели.
В основу математической модели положена известная и хорошо себя зарекомендовавшая методика расчета параметров турбодизеля с ОНВ и с силовой турбиной, разработанная НАТИ /30/, /31/.
Суть данной методики сводится к определению противодавления в выпускной системе турбодизеля, обусловленного силовой турбиной (ее мощностью и мощностным КПД), воздействия этого давления на насосные потери, величину механического и эффективного КПД двигателя. Силовая турбина здесь представляется только заданными значениями мощности и мощностного КПД. Значение индикаторного КПД и уровень гидродинамического сопротивления органов газообмена, эффективность турбокомпрессора принимаются на базе статистических данных, накопленных при испытаниях автотракторных дизелей.
Данная модель была доработана с учетом задач настоящего исследования разработанным блоком определения геометрических и энергетических параметров турбины турбовентилятора. Для этого была использована известная методика, изложенная и развитая в работах Стечкина Б.С., Скубачевского Г.С., Дейча М.Е., Быкова Н.Н., Емина О.Н., Зарицкого СП., Наталевича А.С. и других, которая обеспечивает высокую точность результатов расчета.
Ряд величин определяется методом последовательных приближений, с последующей итерационной увязкой расчетных параметров турбины и турбопоршневого двигателя.
Таким образом, математическая модель турбодизеля с силовой турбиной, приведенная в данной работе, включает в себя следующие условия и допущения: 1. Давление и температура газов в выпускном и во впускном трубопроводах постоянны и равны средним значениям в течение цикла. 2. При различных вариантах турбин привода вентилятора КПД турбины и компрессора агрегата турбонаддува принимаются постоянными. 3. Потери тепла в трубопроводах отсутствуют. 5.2 Параметры, задаваемые при расчете турбины привода вентилятора
При определении основных параметров турбины турбовентилятора кроме исходных данных, относящихся непосредственно к ступени турбины, указываются величины, касающиеся турбопоршневого двигателя. Поэтому в расчете задаются следующие исходные данные: - мощность вентилятора ІУВ, [Вт]; - окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса турбины U (или Ucp), [м/с]; - частота вращения турбины турбовентилятора яттв, [об/мин]; - относительная толщина профиля лопатки соплового аппарата 5СА - длина хорды рабочей лопатки турбины 6РК; - относительная толщина профиля рабочей лопатки 5рк механический КПД подшипникового узла опор ротора турбовентилятора и редуктора (если есть) г\т; - эффективная мощность ДВС Ne ,[кВт]; - коэффициент избытка воздуха а; - рабочий объем двигателя iy , [л]; - ход поршня S, [м]; - частота вращения коленчатого вала двигателя п, [об/мин]; - коэффициент наполнения TF; - относительная доля теплоты сгоревшего топлива, отводимая охлаждающей жидкостью в систему охлаждения двигателя, qw\ - потери давления в воздушном фильтре Дрф,[МПа]; - потери давления в каналах ОНВ Л/?онв ,[МПа]; - потери давления в глушителе и нейтрализаторе отработавших газов Аргл ,[МПа]; - температура наддувочного воздуха на выходе из ОНВ Тот »UQl - эффективный КПД компрессора тік; - мощностной КПД турбины турбокомпрессора Лттк - механический КПД турбокомпрессора гімех; - относительная площадь эффективного проходного сечения впускного г клапана ——; - относительная площадь эффективного проходного сечения выпускного клапана вьш; Fn - низшая теплотворная способность топлива Ни, [Дж/кгтоп]; - теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1кг топлива /0, [кГн/кГТОп]; - атмосферное давление рат, [МПа]; - температура атмосферного воздуха Тат, [К]; - удельная изобарная теплоемкость воздуха Срв, [Дж/(кг-К)]; - удельная изобарная теплоемкость отработавших газов Срт, [Дж/(кг-К)]; - газовая постоянная для воздуха RB, [Дж/(кг-К)]; - газовая постоянная для отработавших газов Rr, [Дж/(кг-К)]; - показатель изоэнтропы для воздуха kB; - показатель изоэнтропы для отработавших газов кг.
