Содержание к диссертации
Введение
Обзор литературы. задачи исследования 10
1.1. Роль турбокомпрессора в системе наддува дизеля . 10
1.2. Анализ потерь, возникающих при парциальном и разделенном подводе газа к турбине 14
1.3. О правомерности допущений квазистатической гипотезы при расчете параметров турбины 39
1.4. Выводы. Задачи исследования 52
Методика расчета параметров осевой импульсной турбины с разделенным подводом газа 55
2.1. Физическая модель механизма возникновения потерь от разделенного подвода газа 55
2.2. Радиальное распределение степени реактивности. 65
2.3. Математическая модель осевой импульсной турбины агрегата наддува с разделенным выпуском 71
2.4. Выводы 81
Эксперементальные стенды и методика проведения испытаний 82
3.1. Экспериментальный стенд и методика определения потерь в корпусах турбины агрегата наддува дизеля 83
3.2. Экспериментальный стенд и методика определения периферийной и корневой степени реактивности турбины 86
3.3. Исследование эффективности турбины при разделенном и парциальном подводе газа 90
3.4. Исследование особенностей работы турбины в пульсирующем потоке 94
4. Анализ результатов эксперрментальных исследований 99
4.1. Анализ результатов исследования газоотводящего корпуса турбины агрегата наддува дизеля 99
4.1.1. Возможности повышения к.п.д. турбины за счет совершенствования газоотводящего корпуса. 105
4.1.2. О возможности применения диффузора за ступенью 7 ". 109
4.1.3. Выводы 116
4.2. Анализ результатов экспериментального определения радиального распределения степени реактивности. 116
4.3. Анализ результатов исследования работы турбины при разделенном подводе газа 122
4.4. Анализ результатов исследования работы.турбины в пульсирующем потоке 129
5. Расчетно-экспериментальные исследования по повышению эффективности системы наддува дизеля: 6ДО-2ІА 135
5.1. Расчетно- экспериментальное исследование эффективности импульсной системы наддува дизеля 6ДМ-2ІА 137
5.2. Основные направления повышения к.п.д. турбины турбокомпрессора ТКІ8В-І9- дизеля 6ДМ-2ІА 144
5.3. Анализ погрешностей экспериментальных исследований 148
Выводы по работе .153
Литература
- Роль турбокомпрессора в системе наддува дизеля
- Математическая модель осевой импульсной турбины агрегата наддува с разделенным выпуском
- Экспериментальный стенд и методика определения потерь в корпусах турбины агрегата наддува дизеля
- Анализ результатов исследования газоотводящего корпуса турбины агрегата наддува дизеля
Введение к работе
Задачи, поставленные ХХУІ съездом КПСС перед отечественным дизелестроением, требуют значительного повышения мощности, экономичности, улучшения весогабаритных показателей, снижения себестоимости, обеспечения высокой надёжности и долговечности дизелей. Основные работы этого направления изложены в программе 0.13.07 Госкомитета по науке и технике Госплана СССР на I98I-I985 г.г. по созданию и освоению производства новых типов двигателей внутреннего сгорания с улучшенными показателями по топливной экономичности и увеличенным ресурсом работы.
Анализ путей развития дизелестроения показывает, что тур-бонаддув является одним из основных направлений совершенствования технико-экономических показателей дизеля;: в первую очередь экономичности и надёжности. В свою очередь, экономичность и надежность дизеля в большой степени определяется экономичностью и надёжностью агрегата наддува. В связи с этим и совершенствование агрегата наддува является одним из основных направлений совершенствования комбинированного ДВС в целом.
Среди систем наддува со свободным турбокомпрессором широкое распространение получили импульсные системы или системы наддува с разделенным выпуском, что объясняется их определёнными преимуществами по сравнению с системами наддува при постоянном давлении газа перед турбиной;/Q =C0nst /. К этим преимуществам относятся: меньшая инерционность газового тракта, в силу меньшего объёма газоотводящих коллекторов и возможность осуществления продувки вдшшдра даже при РК«Р У низких к.п.д. турбокомпрессора /. Первое преимущество особенно важно для транспортных дизелей и дизельгенераторов, работающих со стопроцентным набросом нагрузки, второе - для двухтактных дизелей. Организация импульсного наддува для многоцилиндрового дизеля приводит к целому ряду специфических особенностей, в которых работает турбина турбокомпрессора. Среди этих особенностей основная - разделенный подвод газа к турбине. Разделенный подвод отличается от парциального подвода газа, который имеет место в стационарных турбинах, где газ подводится лишь на часть дуги окружности рабочего колеса; в неактивной дуге подвода избыточное давление газа до рабочего колеса и за ним практически отсутствует. Этот процесс не изменяется во времени и такая пар-циальность получила название конструктивной или геометрической. В турбинах же турбокомпрессора при импульсной системе наддува газ подводится во все секторы подвода / по количеству газовыпускных коллекторов /, но уровни давлений во всех секторах различны. Лишь в частном случае, при определённом сочетании такт-ности дизеля, уровня форсировки и количества цилиндров на один выпускной коллектор могут наступать моменты, когда избыточное давление газа в неактивной дуге подвода практически отсутствует и эти моменты соответствуют конструктивной парциальности. Таким образом, каждый сектор турбины турбокомпрессора работает при различных уровнях давлений или при различных "у . Разделенный подвод газа в силу режимных и конструктивных особенностей осевых турбин турбокомпрессоров по физике процессов, которым он сопровождается, отличается от парциального подвода газа в стационарных турбинах, где основную роль в дополнительных потерях играет вентиляция. Разделенный подвод газа при определенных обстоятельствах существенно снижает к.п,д, импульсной турбины. Целью данной работы является исследование работы осевой турбины турбокомпрессора при разделенном подводе газа, определения путей понижения потерь, обусловленных таким подводом и создание методики, позволяющей расчитывать эти потери. Настоящая работа выполнена автором в отделе агрегатов наддува ЦЕИДЙ и явилась частью комплексных исследований института, направленных на повышение эффективности агрегатов наддува.
Роль турбокомпрессора в системе наддува дизеля
Оставаясь и в настоящее время тепловой машиной, преобразующей химическую энергию топлива в механическую с наилучшим к.п.д., дизель упрочняет свои позиции во многих отраслях народного хозяйства. Высокий к.п.д. дизеля приобретает тем большее значение, чем оетрее становится необходимость экономить топливо. Однако, одним из существенных недостатков дизеля по отношению, например, к турбине, являются существенно меньшие агрегатные мощности и относительно большая удельная масса.
Турбонаддув является основным способом увеличения агрегатной мощности и эффективным способом повышения топливной экономичности двигателя.
Эффективность работы турбокомпрессора / ТК / на дизелях с газотурбинным наддувом определяется главным образом уровнем к.п.д. ТК и величиной давления наддува.
Величина давления наддува задается техническим заданием при создании ТК и уточняется в процессе доводки двигателя. Причем, при неизменной регулировке двигателя увеличение давления наддува, например, за счет уменьшения пропускной способности турбины ведёт к увеличению расхода воздуха, а, следовательно, оС и соответственно к снижению расхода топлива Qg, . При этом растет и величина максимального давления сгорания Рг , то есть механической напряженности двигателя. Более правильно выбор давления наддува производить при условии неизменной механической напряженности двигателя, т.е. при rz =COnst . Обеспечение Рг = coast при выборе давления наддува достигается обычно либо изменением угла опережения впрыска топлива, либо изменением степени сжатия, хотя последний способ используется реже.
Величина к.п.д. турбокомпрессора зависит прежде всего от совершенства проточных частей компрессора и турбины, а также от согласования его работы с двигателем.
Б связи с тем, что при наддуве 4-х тактных двигателей, как правило применяется импульсная система наддува, обеспечение продувки камеры сгорания и удовлетворительной величины коэффициента наполнения двигателя при температуре газа tT = 500-650С достигается при сравнительно небольших значениях Y) . .
Рк кПа 150 200 250 300-400 V?T min 0,42-0,46 0,46-0,50 0,50-0,52 0,52-0,54 При наддуве малооборотных двухтактных дизелей с прямоточной продувкой, имеющих малые перепады давлений при продувке цилиндра, при средней температуре газа за цилиндрами 350-400 С и хорошо организованной разделенной выпускной системе, работа без дополнительных продувочных средств возможна при следующих значениях общего к.п.д. турбокомпрессора:
Рк кПа 140 Г70 200 250 тк mm 0,45-0,50 0,50-0,55 0,56-0,60 0,60-0,64
В двигателях с контурными схемами продувки из-за большого объёма выпускных трубопроводов снижается степень использования энергии выпускных газов и растет перепад давления при продувке, а это резко повышает требования к общему к.п.д. ТК.
Обычно стремятся получить максимально высокие значения к.п.д. компрессора и турбины, что позволяет не только улучшить эффективные показатели двигателя, но и служит резервом на случай ухудшения работы ТК за счет загрязнения и закоксовывания проточных частей компрессора и турбины.
Необходимо отметить, что с ростом Y\ выше м;п эффект от увеличения к.п.д. вначале более значителен, а затем уменьшается. Это объясняется тем, что от величины V0 зависит как от-ношение иу р /т.е. насосные потери /, так и величина коэффициента наполнения и температура воздуха вначале сжатия, то есть величина коэффициента избытка воздуха.
Увеличение У т при значениях его близких кПткм;п позволяет существенно увеличить продувку и оС , достигнув заметного улучшения параметров двигателя.
Увеличение Птк при значениях его существенно больших Т1СМ(-П продувку камеры сгорания практически не увеличивает, влияя фактически только на величину насосных потерь. Эффект от увеличения к.п.д. ТК меньше.
Выигрыш в расходе топлива от увеличения к.п.д. ТК при постоянной величине давления наддува с учетом некоторого улучшения наполнения цилиндров может быть оценен с помощью приближенной зависимости / 48 /:
Математическая модель осевой импульсной турбины агрегата наддува с разделенным выпуском
Разработанная методика в качестве граничного условия предполагает знание импульса давления на входе в турбину. Наиболее точно импульс давления можно получить осциллографированием малых давлений на входе в турбину. Однако, в настоящее время имеются и надёжные расчетные методы, например / 4,50 /, позволяющие получить импульс давления на входе в турбину для интересующего режима работы дизеля. Импульс давления разбивается на заданное количество точек: Л РТл, Д R2... Д .. Д rTn . Для каждой из точек производится полный расчет параметров газа в контрольных сечениях на среднем диаметре, на периферии и у корня. Расчет производится в два этапа. На первом этапе турбина считается как бы с полным подводом и определяются параметры потока в зазоре между СА и РК. На втором этапе производится расчет потерь, обусловленных разделенным подводом газа к турбине по результатам газодинамического расчета, произведенного на первом этапе, для чего осуществляется сдвижка ординат импульса в соответствии с реальными условиями работы турбины в импульсной системе наддува дизеля с разделенным выпуско
1. На основании проделанного в первой главе обзора литературы предложена физическая модель механизма образования потерь при разделенном подводе газа к турбине с подразделением их на три составляющие : от расширения, на неактивной дуге подвода, от деформации треугольников скоростей.
2. На основании принятой физической модели разработана математическая модель осевойі импульсной турбины с разделенным подводом газа, основанная на квазистатической гипотезе.
3. Для использования разработанной методики расчета необходимо провести следующие экспериментальные исследования : определение потерь в ГПК и ГОК в зависимости от основных конструктивных параметров корпусов и режимных параметров потока; определение соответствия радиального распределения степени реактивности закону, полученному из условия радиального равновесия газа в зазоре между СА и РК; определение потерь в турбине при разделенном подводе газа; исследование работы турбины в пульсирующем потоке газа с целью экспериментальной проверки правомерности применения квазистатической гипотезы; исследование эффективности импульсной системы наддува дизеля 6ДМ-2ІА.
Экспериментальная часть работы подразделялась на четыре этапа. Каждый из этапов состоял как из ряда индивидуальных методических особенностей: замер мгновенного давления перед турбиной, пульсаций на диафрагме и т.д., о которых речь пойдет ниже, так и из сходственных замеров / обороты турбины, расход воздуха и т.д. /, о которых будет сказано сейчас.
Испытания турбин в лабораториях ІЩИДИ проводятся на сжатом воздухе. Если считать основным критерием подобия при испытаниях на воздухе и газах подобие треугольников скоростей, то условие подобия выразится: м.
Оно и соблюдается при испытаниях турбин на воздушных стендах. Необходимо отметить, что подобие по числам М и Re не соблюдается, но это вполне допустимо, учитывая, что М I и турбины работают в области автомодельности по Определяемая из условия / 3.2 / частота вращения турбины измеряется датчиком индукционного типа и регистрируется цифровым частотомером Ф 5080.
Расход воздуха через турбину определяется с повлощью измерительного сопла / при исследованиях в пульсирующем потоке с помощью диафрагмы /, выполненного в соответствии с " Правилами РД50-2ІЗ-80 для измерения расходов жидкости и газов ".
Статическое давление на входе в турбину и на выходе из нее измеряется в подводящих и отводящих патрубках через отверстия диаметром 6 I мм. В качестве регистрирующих приборов при измерении давлений применялись If - образные водяные и механические манометры класса 0,5. т Для определения полной температуры на входе в турбину т Т и на выходе из неё г используются 3-х спайные храмель-копеле вые термопары, а перепад между ними / контрольный параметр / измеряется с помощью 6-ти спайной термопары. Термоэлектродвижущая сила регистрировалась цифровым вольтметром ЩІ4ІЗ и контролировалась потенциометром УПЙП-60.
Крутящий момент турбины измеряется с помощью гидротормоза. Усилие на рычаге тормоза определяется с помощью проточной месдо-зы, которая перед испытаниями подвергается тарировке. Обработка результатов экспериментальных исследований производилась на ЭВМ "Электроника ДЗ-28".
Экспериментальный стенд и методика определения потерь в корпусах турбины агрегата наддува дизеля
В расчетах турбин турбокомпрессоров обычно экспериментально известно или может быть задано давление до ПЖ и за ГОК.
Для того, чтобы максимально точно найти параметры в зазоре между РК и СА, определяющие потери при разделенном подводе, необходимо осуществить переход от известных давлений до ГПК и за ГОК к неизвестным давлениям перед СА и за РК. Если бы корпуса были гидравлически совершенны, то есть коэффициенты потерь малы, то такой переход был бы не нужен вследствие малых потерь давления. Однако, специфической особенностью корпусов турбокомпрессоров типа ТК, применяемых для наддува дизелей, являются минимальные их габариты, что обусловлено жесткими весо-габаритными / не всегда оправданными / требованиями, предъявляемыми к турбокомпрессорам.
Второй специфической особенностью, относящейся к работе ГОК, является переменность угла входа потока в корпус, по мере прохождения импульса давления. Наличие закрутки потока на входе в ГОК может существенно влиять на потери в нем. Надо отметить, что исследований патрубков при не осевом входе потока практически не проводилось, т.к. исследовались по большей части патрубки стационарных турбин, которые работают в расчетной или близкой к ней точке, чему соответствует осевой выход потока из РК. Поэтому и продувки патрубков осуществляются при осевом подводе. Продувки диффузоров и патрубков, проведенные в работах / 39,40 / показали; что при наличии закрутки на входе потери могут существенно меняться по весьма сложному закону. Таким образом, целью данного этапа работы является определение влияния геометрии корпусов, прежде всего газоотводящего, на коэффициенты потерь в них, как при осевом подводе, так и при наличии закрутки потока на входе, что соответствует режиму работы патрубка при импульсной системе наддува дизеля.
Для определения коэффициента потерь в ГПК и для выявления резерва повышения к.п.д. турбины, связанного с газоподводящим корпусом, был проделан следующий эксперимент. Сначала была снята характеристика турбины ТКІ8В-І2 в серийной комплектации корпусными деталями. После чего ГПК был отсоединен и воздух подводился к сопловому аппарату по трубе с внутренним диаметром равным наружному диаметру СА / Dc = 188 мм /. Таким образом, потери на входе практически отсутствовали. Была снята характеристика турбины без ГПК. Разница в к.п.д. турбины с ГПК и без него определила потери в корпусе и тот резерв повышения к.п.д., который имеется за счет улучшения газоподводящего корпуса. Разница в к.п.д. составила 2 %. Осуществление в ходе этих экспериментов необходимых замеров полного и статического давления на входе в турбину, а также расхода воздуха, позволило осуществить оценку коэффициента потерь в ГПК по следующей формуле: Г Znn 2га ДС_ Л7г 0.02. п ь
Данные испытания , а также проведенные ранее в ЦНЕДИ /51/ продувки некоторых модификаций ГПК показали, что потери в них практически не зависят от чисел М и RC- . Учитывая, что резерв повышения к.п.д. турбины за счет совершенствования ГПК мал и потери в нем практически не зависят от режима работы турбины, дальнейших исследований различных модификаций ГПК не проводилось. Можно лишь априорно утверждать, что данный корпус турбокомпрессора TKI8B-I2 является наименее удачным из всех существующих модификаций ГПК, т.к. его каналы представляют из себя криволинейные диффузоры с поворотом потока на 90 .
Анализ результатов исследования газоотводящего корпуса турбины агрегата наддува дизеля
На рис.4.1 показаны характеристики турбины при различных значениях геометрических размеров & = /\i и ъ = А, . На рисунке наглядно видно, что постановка любого вытеснителя, уменьшающего габарит (2 или О приводит к уменьшению к.п.д. турбины за счет возрастания потерь в ГОК. Так, в варианте самого тесного корпуса, к.п.д. турбины составляет В2 %, увеличиваясь до 68 % при самом свободном.
Уменьшение потерь при увеличении габаритов корпуса определяется тем, что ГОК представляет из себя, в сущности, несовершенный диффузор, в котором имеются многочисленные срывные зоны, зоны с большой неравномерностью статических давлений по сечениям. В результате этого статическое давление за ГОК не больше, чем за рабочим колесом, как должно было бы быть, если бы корпус работал как диффузор, а меньше; и эта. разница тем больше, чем хуже ГОК / чем больше зажаты его сечения /.
На рис.4.2 показана зависимость полных потерь ГОК от его габаритов и от коэффициента напора турбины. Обращает на себя вни мание то, что потери резко уменьшаются при уменьшении коэффициента напора. При малых значениях пт коэффициент полных потерь становится меньше единицы; это означает, что ГОК начинает работать как диффузор с частичным использованием кинетической энергии потока, покидающего РК и с повышением статического давления таким образом, что г! гг . Уменьшение потерь в ГОК с уменьшением коэффициента напора определяется следующими факторами: уменьшение чисел М и R6 и появлением закрутки потока на входе в ГОК. Однако, по данным работы / 39 /, представленным на рис.4.3 потери в ГОК практически не зависят от чисел Маха и Рейнольдса. Таким образом, главным фактором, определяющим уменьшения штерь в
Корпусе, ЯВЛЯеТСЯ ПОЯВЛеНИе ЗакруТКИ ПОТОКа При Нт Нтром.
Физически это объясняется тем, что потери в ГОК, как отрывном диффузоре, связаны в основном с отрывом потока от стенок. При наличии же закрутки, поток, покидающий РК, находится в поле центробежных сил и поджимается ими к стенкам корпуса, уменьшая потери, связанные с отрывом.
Данная работа показала, что габариты ГОК могут определенным образом влиять на степень реактивности турбины и, через неё, на к.п.д. На рис.4.4 показано прохождение кривых периферийной и корневой степеней реактивности для случаев самого свободного / 5-й вариант / и самого тесного / 1-й вариант / корпусов. Видно, что уменьшение габаритов корпуса ведёт к возрастанию рп и к уменьшению Рц . В свою очередь возрастание периферийной степени реактивности приводит к возрастанию паразитных протечек по неуплотненному радиальному зазору между РК и кожухом турбины. Уменьшение же корневой степени реактивности может привести к по-явлению отрицательной реактивности у корня в том случае, если в исходном варианте соотношение площадей i и степень расширения такова, что Рк = 0. Таким образом, габариты ГОК влияют не только на потери в нем, но и на потери в лопаточной части турбины.
Полученные экспериментальные данные по потерям в ГОК консольной схемы для турбокомпрессора типа ТК позволили найти аппроксимирующую зависимость для коэффициента полных потерь в функции от определяющих геометрических параметров (X и 6 , а также угла закрутки потока на входе в ГОК, который, как выясни лось, существенно влияет на потери в корпусе. Б исследуемом диапазоне углов 75 4 oCz 4 150 / Нт- 0,65-2,5 / и геометрических размеров U = 1,47-2,72 и v - 1,44-3,31 коэффициент полных потерь хорошо / с погрешностью 5 % / аппроксимируется эмпирической зависимостью:
Похожие диссертации на Особенности расчета осевой турбины турбокомпрессора дизеля с разделенным выпуском
