Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор литературы, цель и задачи исследования. 15
2. Расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования проточных частей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей 76
2.1. Физическая модель течения и потерь в проточной части компрессора 76
2.2. Методика параметрической оптимизации ступени 89
2.3. Расчетная модель течения
В осерадиальном полуоткрытом колесе 92
2.4. Расчетная модель течения в диффузоре 99
2.5. Методика расчета потерь в элементах проточной части компрессора 101
2.6. Методика расчета коэффициента теоретического напора осерадиалы-юго полуоткрытого колеса 104
2.7. Методика расчета характеристики лопаточного диффузора по задаваемому экспериментальному входному профилю скорости 107
3. Методика комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува транспортных дизелей 111
3.1. Методика модельного эксперимента 113
3.1.1. Описание экспериментальной установки 113
3.1.2. Измерительная аппаратура 117
3.1.3. Контрольные сечения, схемы замеров
И измеряемые параметры lis
3.1.4. Результаты наладочных испытаний 120
3.1.5. Осреднение параметров 126
3.1.6. Обработка экспериментальных данных 127
3.1.7. Оценка погрешностей результатов
Экспериментальных исследований 130
3.2. Методика визуализации течений В лопаточных элементах компрессора 132
3.3. Методика экспериментального исследования нестационарных процессов в лопаточном диффузоре 135
3.4. Методика стендовых испытаний промышленных образцов 137
4. Результаты исследования течений в осерадиальном полуоткрытом рабочем колесе 145
4.1. Влияние формы лопаточной решетки рабочего колеса на ее аэродинамическое совершенство 147
4.2. Влияние газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность рабочего колеса 165
4.3. Влияние на характеристики рабочего колеса осевого зазора с корпусом 229
5. Результаты исследования ступени компрессора турбонаддува транспортного дизеля с безлопаточным диффузором ... 240
5.1. Характеристики безлопаточных диффузоров 240
5.2. Характеристики ступеней с без лопаточными диффузорами 251
5.3. Атлас характеристик двухзвенных модельных компрессорных ступеней турбонаддува транспортных дизелей с без лопаточными диффузорами 257
6. Результаты исследования ступени компрессора турбонаддува транспортного дизеля с лопаточным диффузором 266
Б. 1. Влияние газодинамических, геометрических и режимных Параметров на эффективность лопаточного диффузора 266
6.2. Влияние параметров на эффективность лопаточного диффузора В условиях работы транспортного дизеля на неноминальном режиме 273
6.3. Результаты исследования нестационарных процессов в лопаточном диффузоре 287
7. Результаты проектирования гоомышленных образцов компрессоров турбонаддува транспортных дизелей 290
7.1. Методика проектирования проточной части компрессора 290
7.2. Технология изготовления пространственного осерадиального полуоткрытого рабочего колеса
На многокоординатном фрезерном станке типа кмц-600-13 299
7.3. Достигнутое улучшение эксплуатационных показателей
Компрессоров турбонаддува транспортных дизелей 313
Заключение 341
Список литературы
- Физическая модель течения и потерь в проточной части компрессора
- Методика модельного эксперимента
- Влияние формы лопаточной решетки рабочего колеса на ее аэродинамическое совершенство
- Характеристики безлопаточных диффузоров
Введение к работе
Основой для развития производства в сегодняшней России является интенсивное внедрение в отрасли хозяйства новых технологий получения конкурентоспособной продукции, средств транспорта, автоматизации и механизации, в том числе оснащенных современными дизельными двигателями, составляющими по мощности основу парка агрегатов внутреннего сгорания. Вследствие этого вопрос повышения их технико-экономического уровня имеет важное хозяйственное значение, решением которого заняты профильные научно-исследовательские и конструкторские организации, промышленные предприятия [16, 17, 18, 37, 42, 57, 73, 91, 98, 101, 155].
Самую многочисленную группу в номенклатуре выпускаемых дизелей составляют транспортные, к которым относят сегодня автотракторные, тепловозные и судовые дизели. Это обусловлено, прежде всего, развитием российской и мировой хозяйственных инфраструктур. Так, строительство портовых терминалов и транспортных сетей требует кроме магистральных тепловозов большого числа маневровых, кроме морских судов - судов нового класса «река-море». Поэтому требования, предъявляемые к автотракторным дизелям и заключающиеся в обеспечении эффективной работы на нерасчетных режимах, распространяются и на дизели вышеперечисленных транспортных средств. Кроме того, согласно исследованиям Государственного НИИ промышленных тракторов [16], в настоящее время большинство фирм выпускает дизели универсального назначения, т.е. дизели, которые после небольших конструктивных изменений и регулировок можно устанавливать на промышленные и сельскохозяйственные тракторы, грузовые автомобили, автобусы, грейдеры и другие дорожно-строительные машины, использовать в качестве судовых и промышленных.
Достигнутый к настоящему времени мировой уровень развития конструкций тракторных дизелей и дизелей универсального назначения характеризуется высокими показателями ресурса, низкой удельной массой (2,3...2,5кг/кВт), максимальным эффективным к.п.д. (0,46..,0,48), минимальным удельным расходом топлива (205-215г/кВт-ч). Отечественные двигатели [16] (Д-180, В-31М2, В-35ИН и др.) отстают от зарубежных аналогов по основным параметрам, характеризующим технический уровень: частота вращения меньше в 1,43...1,68 раза; литраж больше в 1,31...2,66 раза; литровая мощность меньше в 1,31...2,36 раза.
Одним из основных направлений, позволяющих форсировать транспортные дизели, увеличить их удельную мощность, обеспечить комплексное повышение показателей технического уровня (топливная экономичность, компактность, надежность, экологические качества) является высокоэффективный турбонаддув. Во второй половине XX века, в период интенсивного внедрения турбонаддува в конструкцию транспортного дизеля рост степени повышения давления ограничивался значениями тгк 2,7 из-за опасности снижения индикаторного к.п.д. двигателя ц-ь либо чрезмерного увеличения максимального давления цикла с ухудшением приемистости на нерасчетных режимах. В последние годы произошла значительная диверсификация конструктивных и технологических решений, способствующих совершенствованию рабочего процесса в самом дизеле. Современные транспортные дизели при высоком турбонаддуве имеют высокий индикаторный к.п.д., хорошую приемистость на нерасчетных режимах. Максимальное давление цикла возросло до Pz=15 МПа. Сегодня, при гармоничности работы всех агрегатов транспортного дизеля, остро обозначена проблема повышения экономичности турбокомпрессора (прежде всего повышение эффективности работы компрессора) при одновременных требованиях к снижению массогабаритных параметров, повышению надежности и экологической безопасности [38, 40, 65, 82, 83, 89, 93, 101, 103, 106]. Под повышением эффективности работы компрессора следует понимать, прежде всего, повышение его к.п.д., пологость протекания нагрузочных характеристик и равномерность подачи рабочего тела в цилиндры дизеля. Известно, что снижение к.п.д. компрессора тк при условии обеспечения требуемого давления наддува Рк приводит к необходимости повышения давления перед турбиной Рт, а это ухудшает продувку камер сгорания цилиндров дизеля и ведет к снижению коэффициента наполнения r)v. К.п.д. компрессора во многом определяет топливную экономичность транспортного дизеля. Исследование НАМИ показывает, что рост к.п.д. турбокомпрессора определяет снижение затрат на совершение насосных ходов транспортного дизеля и значительно повышает его топливную экономичность (рис. В.1) [162].
Повышение к.п.д. турбокомпрессора, как указывалось выше, определяет положительный перепад давлений Р,/Рт, снижение температуры рабочего тела на выходе компрессора (в совокупности с отводом теплоты в холодильнике) и снижение в результате температуры выпускных газов. В современных транспортных дизелях температура выпускных газов снижена от значения Тг=1000° К до Тг 850° К. Это позволяет значительно повысить надежность всей цилиндропоршневой группы дизеля.
Другим важным требованием для современного турбокомпрессора, кроме высокого к.п.д., является пологость нагрузочной характеристики и малая чувствительность к числу Маха, т.к. эффективность работы транспортного дизеля во многом зависит от того, в какой мере турбокомпрессор обеспечивает воздухом двигатель на низких скоростных и нерасчетных режимах работы. Данный процесс обеспечивается слаженной работой нескольких агрегатов дизеля [5, 20, 22, 78, 81, 99, 111, 116, 119, 121]. Прежде всего, приспособляемость транспортного дизеля на нерасчетных режимах осуществляется регулированием турбины турбокомпрессора и гидравлической оптимизацией цикловой подачи топлива. Высокоэффективная работа компрессора на нерасчетных режимах обеспечивается оптимизацией лопаточных решеток элементов проточной части, взаимодействием элементов между собою и оптимизацией контура самой проточной части.
Высокоэффективная работа транспортного дизеля во многом зависит от равномерности подачи рабочего тела в цилиндры двигателя. Известно, что аэродинамические процессы в системе компрессор-двигатель формируются в условиях интенсивного подвода энергии возмущений потока. В широко распространенных, особенно в России, восьмицилиндровых транспортных дизелях возмущения отбора воздуха в цилиндры имеют «аритмичный характер». Исследования НАМИ, ЦИИДИ, ГосНИИПТ и др. показывают, что неравномерность зарядов по цилиндрам может достигать 10%. Среди негативных по 11
следствий данной неравномерности наряду со снижением топливной экономичности могут быть отмечены теплонапряженности деталей отдельных цилиндров, повышение токсичности, связанное с ростом температур рабочего тела в них, увеличение содержания углерода, дымности отработавших газов. Последнее обусловлено тем, что уменьшение зарядов тех или иных цилиндров при равномерной подаче топлива приводит к локальному снижению коэффициента наполнения а, вызывающему рост дымности газов, вытесняемых из соответствующих цилиндров. Для уменьшения последствий пульсаций рабочего тела на входе в цилиндры используют различные конструктивные решения, которые дают определенный эффект, но не устраняют саму причину. Поэтому требования к высокоэффективному компрессору турбонаддува транспортного дизеля, как источнику возмущений заключается в разработке конструкций проточной части с наименьшей степенью нестанционарности течения и недопущении вращающегося срыва на режимах нерасчетной работы.
В решении вышеобозначенных проблем, являющихся значительными хозяйственными проблемами, ввиду массового производства исследуемых объектов, принимают активное участие непосредственные разработчики новых конструкций транспортных дизелей - российские отраслевые НИИ и КБ, такие как НАМИ, ИДТИ, ЦНИДИ, ЦНИИМ, НИИД, Гос. НИИПТ и др., высшие учебные заведения, такие как СПбГПИ, СПбГАУ, МВТУ, ЮуРГУ и др. Поскольку базовым специализированным агрегатом дизелей с турбонад-дувом является турбокомпрессор, то при его отработке используются результаты исследований лопаточных машин с учетом транспортной эксплуатации отраслей авиастроения, тепловозостроения, судостроения и общекомпрессорного машиностроения. Огромный вклад в разработку конструкций турбокомпрессоров наддува транспортных дизелей, научные исследования и производство вносят российские предприятия: СКБТ (Пенза), Турбомоторный завод (Екатеринбург), Турботехника (Протвино), ЧТЗ (Челябинск), КамАЗ (Набережные Челны), ЯМЗ (Ярославль), и др. и зарубежные фирмы: Asea Brown Boveri (Швейцария), MAN, SKL, KKK, KBB (ФРГ), Burmeister Wain (Дания) Pielstick (Франция), Wartsila Vassa (Финляндия), Mitsubishi (Япония), Napier, Holset, Schwitzer (Великобритания), Elliott, Garrett (США) и другие.
Производство турбокомпрессоров, в том числе для наддува транспортных дизелей, в промышленно развитых странах характеризуется высокой ориентированностью на внешний рынок. Экспорт от общего объема в США и Великобритании составляет 30...40%, во Франции 35...40%, в ФРГ 60...70%. [132]. Сегодняшняя ситуация на рынке характеризуется обострением конкурентной борьбы и интенсивным совершенствованием продукции. За последнее десятилетие исчезли с рынка бывшие гиганты турбокомпрессорострое-ния Clark, Worthington, Joy и др., уступив место новым фирмам, более динамично реагирующим на новые требования. Сегодня длительность цикла: исследования - разработка - внедрение составляет для турбокомпрессоров с абсолютной принципиальной новизной - 12... 13 лет; с относительной принципиальной новизной (с новизной для данной фирмы при наличии принципиальных аналогов у других) - 6.5 лет, обновление моделей без внесения существенных изменений в конструкцию - 5 лет; выпуск типоразмеров и модификаций в рамках поля параметров - 1.. .2 года.
По основным технико-экономическим характеристикам отечественные турбокомпрессоры наддува дизелей, так же как и характеристики самих дизелей [16, 123], еще отстают от зарубежных аналогов (рис. В.З). Рост давления наддува и к.п.д. (рис. В.2) ограничивается с одной стороны отсутствием современных технологий, с другой стороны ограниченным числом глубоких научных проработок, рекомендаций и обобщений. На рис. В.4 показана для примера характеристика серийно выпускаемого компрессора турбонаддува транспортного дизеля ТКР-23Н-2Б [153]. Видно, что резервы для повышения напорности и экономичности турбокомпрессора значительны.
В 1 главе проведен обзор работ по физическим и расчетным моделям течения и потерь в проточной части центробежных ступеней компрессоров турбонаддува транспортных дизелей с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами, лопаточными и без лопаточными диффузорами, рассмотрены результаты их экспериментального исследования, методы проектирования на основе аэродинамического анализа, определены цель и задачи исследования. Во 2 главе представлен расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования проточных частей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей, включающий физическую модель течения и потерь в проточной части компрессора, методику параметрической оптимизации ступени, расчетные модели течения и методики расчета параметров. В 3 главе изложена методика комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува, включающая модельные исследования, физический эксперимент и стендовые испытания промышленных образцов. В 4, 5 и 6 главах представлены результаты теоретических и экспериментальных исследований течений в осерадиальном полуоткрытом рабочем колесе и ступеней компрессора турбонаддува с лопаточными и безлопаточными диффузорами, проведено сравнение экспериментальных данных с расчетными, выработаны рекомендации и проведены обобщения. В 7 главе показано использование полученных результатов в промышленности. В заключении сформулированы основные выводы настоящей работы.
Физическая модель течения и потерь в проточной части компрессора
Проведенный обзор позволил сформулировать задачи настоящей работы, целью которой является улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонадцува с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами, лопаточными и безлопаточными диффузорами оптимизацией газодинамических, геометрических и режимных параметров, позволяющее одновременно повысить эксплуатационные показатели транспортных дизелей.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи исследований:
- разработать уточненную физическую модель течения и потерь в проточной части лопаточных элементов компрессора турбонаддува транспортного дизеля с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами различной на-порности на режимах реальной нагрузки с учетом наличия осевого зазора между корпусом и колесом и лопаточным диффузором с пониженной радиальной протяженностью, характерной для компрессоров наддува автотракторных дизелей;
- разработать расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования проточных частей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей в соответствии с физической моделью течения и потерь;
- разработать методику комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува транспортных дизелей, включающую физические эксперименты, модельные и стендовые испытания;
- провести обширные модельные и физические экспериментальные исследования элементов ступени с предварительным расчетно-теоретическим анализом объектов исследования, разработкой технологии изготовлению осе-радиальных полуоткрытых колес и последующим обобщением результатов и выработкой рекомендаций;
- разработать методику расчета коэффициента теоретического напора с произвольной геометрией выхода лопаток; разработать методику расчета потерь в осевом зазоре между осерадиальньтм полуоткрытым рабочим колесом и корпусом; разработать методику расчета характеристики лопаточного диффузора; провести обширные расчетно-экспериментальные исследования компрессорных ступеней с лопаточными и безлопаточными диффузорами по оптимизации влияния газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность с учетом работы дизеля на неноминальном режиме и нестационарности подачи воздуха в цилиндры.
В основе расчетно-методического комплекса для оптимизации и проектирования проточных частей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей лежит сформированная физическая модель течения и потерь в проточной части компрессора. На базе физической модели течения в осерадиальном полуоткрытом рабочем колесе и лопаточном диффузоре пониженной радиальной протяженности, характерной для компрессоров турбонаддува автотракторных дизелей, разработаны методика параметрической оптимизации ступени, расчетные модели течения в элементах проточной части компрессора и ряд расчетных методик определения основных параметров. Предположения и допущения используемые в методиках получены в результате анализа физической модели течения, в том числе течений на неиоминальных режимах. Расчетно-методический комплекс содержит заимствованные адаптированные методики, методики, разработанные в соавторстве, и авторские методики.
Построение физической модели течения и потерь в проточной части компрессора было выполнено с использованием результатов экспериментального исследования структуры потока и визуализаций низкоэиергетиче-ских зон в лопаточных элементах. Методика визуализаций дана в главе 3.
В данной работе впервые была проведена визуализация низкоэнергетических зон в осерадиальных полуоткрытых рабочих колесах различной на-порности на режимах реальной нагрузки.
Модельная компрессорная ступень состояла из осерадиального полуоткрытого рабочего колеса и безлопаточного диффузора. В экспериментальных физических исследованиях использовались рабочие колеса различной ыапорности - РК-63 с ЧРТ= 0,74 (Д„з= 59,5) и РК-53 с т = 0,85 (Д(;= 90)
Методика модельного эксперимента
Экспериментальное исследование проточной части компрессора турбонаддува транспортного дизеля является самым надежным способом получения достоверной информации. Условно эксперимент можно подразделить на экспериментальное исследование специально изготовленных и методически проработанных модельных ступеней с поэлементным определением параметров, физическое исследование структуры потока в элементах проточной части, исследование параметров течения с помощью специальной аппаратуры, стендовые испытания промышленных образцов. Естественно, для получения качественного научного результата необходимы комплексные экспериментальные исследования.
Исторически сложилось так, что экспериментальные исследования компрессоров турбонаддува транспортных дизелей, в основном, проводились на горячих стендах с приводом от турбин и замерами параметров на входе и выходе проточной части. Необходимо отмстить, что подобный подход сегодня используется при проведении стендовых испытаний промышленных образцов. Это является оправданным, т.к. заказчика интересуют только выходные параметры агрегата. С точки зрения глубины научных исследований, при подобном подходе невозможно сделать выводы о влиянии любого элемента проточной части в повышение или понижение общей эффективности. Методика ЦНИДИ [156] предусматривает поэлементное изучение параметров. Однако результаты исследований многих авторов представлены в виде влияния геометрических параметров элементов ступени компрессора на эффективность. Обобщить подобную информацию одновременно, например, для автотракторных и тепловозных дизелей без изучения влияния безразмерных газодинамических параметров и критериев подобия практически невозможно. Другой сложной проблемой при планировании и проведении экспериментальных исследований является многопараметричность влияния параметров на характеристики элементов проточной части компрессора турбонаддува транспортного дизеля. Обобщение результатов эксперимента даже большего числа промышленных образцов компрессоров с разными проточными частями не позволяет сделать глубокого вывода о влиянии на общую эффективность того или иного параметра.
В данной работе проведены комплексные экспериментальные исследования проточной части компрессоров турбонаддува транспортных дизелей. Базу эксперимента составляют модельные проточные части, отличающиеся одним изучаемым безразмерным параметром при фиксации всех остальных. Одновременно при проведении модельных испытаний выполнено физическое исследование структуры потока в лопаточных элементах. В отдельных проточных частях исследована ыестационариость течения потока с помощью специальной аппаратуры. Результаты всего комплекса расчетно-экспериментальных работ опробированы во время стендовых испытаний турбокомпрессоров со спроектированными проточными частями на базах промышленных предприятий России.
Исследования модельных ступеней проведены автором в лаборатории кафедры компрессоростроеиия им. К.П. Селезнева СПбГПУ и на кафедре «Транспортные средства» СПбГАСЭ. Объекты исследования изготовлены в ПО им. В.Я. Климова. Необходимо отметить, что постановка модельного эксперимента и его проведение является трудоемкой и ответственной работой, прежде всего с точки зрения корректности. Сравнение результатов исследования эффективности удачных или неудачных конструкций проточных частей показывает отличие по к.п.д. в пределах до 10%. Даже корректно выполненные в лабораторных условиях экспериментальные исследования обладают погрешностью до 1%. Одно только нарушение тепловой стабилизации режимов при испытании турбокомпрессора может привести к погрешности в несколько процентов (как правило, в сторону повышения эффективности). Поэтому, например, часто встречающиеся в производственной литературе по агрегатам наддува ДВС значения к.п.д. осер ад пального полуоткрытого рабочего колеса на уровне 95%вызывают сомнения в методике и условиях замеров. Так как известные лучшие результаты на сегодняшний день, полученные Крейном [80, 207] в лабораторных условиях составляют 94...95%.
Немаловажным при постановке модельного эксперимента является выбор диаметра рабочего колеса или масштабность эксперимента. Как уже отмечалось в данной работе, размер рабочего колеса изменяется от автотракторного до судового. Представляется, что проведение эксперимента с рабочими колесами, диаметр которого соответствует крайним размерам диапазона, нецелесообразно. При больших размерах рабочего колеса затруднено обеспечение мощности приводного двигателя в лабораторных условиях. При малых размерах погрешность эксперимента превышает допустимые значения. Анализ имеющихся данных показывает, что практически все модельные исследования проводятся на рабочих колесах с большой густотой решетки и наружным диаметром D2 -300...450мм. Так, рабочие колеса Эккардта и Крейна имели наружный диаметр D2=400 мм. и число лопаток Z=24 [176, 194]. Для автотракторного турбокомпрессора Хигашимори провел успешные экспериментальные исследования на модели с Бг=44б мм., увеличенной по сравнению с оригиналом в 9 раз [197]. Основное условие перенесения результатов исследования модели на натурный образец это соответствие критериев подобия и безразмерных газодинамических параметров. В представляемой работе планирование модельного эксперимента (объекты исследования таблица 1.2) выполнено с учетом использования результатов для компрессоров турбонаддува автотракторных, тепловозных и судовых дизелей по характерным безразмерным газодинамическим параметрам: Фр=0,064...0,1; т=0,75.. .0,9; Wi/W2=l, 1. - Л ,4; 1 =0,7.. .0,78.
Влияние формы лопаточной решетки рабочего колеса на ее аэродинамическое совершенство
Анализ эффективности работы осерадпального полуоткрытого рабочего колеса выполнен с использованием разработанного расчетно-методического комплекса. Перед началом исследований была проверена сопоставимость физической и расчетной моделей течения.
На рис. 4.1 показано распределение скоростей невязкого потока по лопаткам рабочих колес РК-бЗ (а) и РК-53 (б) и коэффициентов трения на задних и передних сторонах лопаток на трех линиях потока при Фтк, Фг, Ф,„іа, которые качественно сопоставимы с результатами визуализационного напыления. С уменьшением коэффициента расхода падает уровень значений коэффициентов трения cf на задней стороне лопатки на / =Ю,15...0,25, при этом на выходе из колеса отрыв потока смещается от выхода из рабочего колеса. Ширина зоны отрыва увеличивается от поверхности основного диска к покрывающему. На передних сторонах лопаток на выходе при всех Ф отрыва потока не наступает, видно снижение значений cf на Г-0,25...0,5. С увеличением напорности колеса растет его предрасположенность к отрыву на задией стороне лопатки на выходе.
Результаты расчетов показывают полную качественную сопоставимость физической и расчетной моделей течения.
Исследование и анализ течений в осерадиальных полуоткрытых рабочих колесах проводились в соответствии с разработанной методикой параметрической оптимизации. Условно анализ влияния формы лопаточной решетки рабочего колеса на ее аэродинамическое совершенство и анализ влияния газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность рабочего колеса представлены двумя разделами, хотя, как упоминалось ранее все параметры взаимосвязаны. Подобное представление результатов позволяет первоначально провести оптимизацию лопаточной решетки с произвольно выбранными условиями входа и выхода, а в дальнейшем с оп тимизироваиной решеткой изучать влияние параметров варьируемых на стадии газодинамического расчета.
Основные варьируемые параметры изменялись в диапазонах: Фр =0,064...0,1; 4V,- 0,7...0,9; WJW 1...1,8; м = 0,6...0,78. Выбор параметров обусловлен несколькими причинами. Во-первых он соответствует целям и задачам, поставленным перед началом последований, и охватывает диапазоны параметров, используемых в агрегатах турбонаддува автотракторных, тепловозных и судовых дизелей; во-вторых, соответствует возможностям стендового хозяйства; в-третьих - применимостью расчетных методик в области действия физической модели течения.
Как уже отмечалось осерадиальное полуоткрытое рабочее колесо компрессора турбонаддува транспортного дизеля обладает значительной кривизной решетки в меридиональной и радиальной плоскостях. Поэтому «облопа-чивание» колеса является особо ответственной, квалифицированной и трудоемкой работой. При достаточном числе рекомендаций в литературе по выбору контуров рабочего колеса, профилированию решетки уделено наименьшее внимание. В основном рекомендуется использовать сочетание дуг окружностей с контролем площадей горловых сечений. Однако при проектировании современной высокооборотной конструкции колеса перед конструктором при выбранных значениях входа и выхода стоит вопрос выбора зависимости распределения углов от [}.л до р.а, причем на трех линиях тока, выбора осевой
протяженности проточной части и меридиональных контуров. Поэтому необходим общий критерий определяющий эффективность решетки. В качестве критерия предлагается оптимальное распределение скоростей невязкого потока по лопаткам с последующим контролем эффективности по параметрам вязкого потока: коэффициенту местного трения, ширине зоны отрыва и коэффициенту потерь.
Обычно углы лопаток осерадиалы-гого полуоткрытого колеса изменяются по аппроксимационной параболической зависимости: где п — показатель степени параболы, tsna - длина осевого участка колеса, в пределах которого происходит изменение угла от Д7] до Д, = 90" (рис. 4.2).
Анализ вариантов распределения нагрузки в пределах вращающегося направляющего аппарата (рис. 4.4) (п=2,24 - равномерное распределение нагрузки; п-1,69 - максимальная нагрузка смещена к выходу; п=6 - значительное увеличение нагрузки на входе) показал, что характерным для полученных обтеканий является сравнительно небольшая нагрузка в осевой части колеса. Максимальная нагрузка сосредоточена у периферийной поверхности. Коэффициенты трения Cf на трех линиях тока имеют минимум в точках минимума эпюр скоростей. При дальнейшем повышении скорости на задней стороне лопатки (конфузорный участок в радиальной части колеса) Cf возрастает и достигает максимума в окрестности точки с максимальной скоростью. Дальнейшее падение скорости на задней стороне лопатки приводит к отрыву потока (Cf=Q). Наиболее четко отрывные явления наблюдаются на периферийной линии тока. Поэтому большую нагрузку необходимо сосредоточить в радиальной части колеса, а в осевой части сместить увеличение нагрузки ко входу колеса, с тем, чтобы уменьшить скорости при переходе потока из осевого направления в радиальное. При этом на входном участке, где еще довольно тонкий погранслой, обеспечивается максимальная диффузор-иость, позволяющая безотрывно снизить уровень скоростей при повороте потока в меридиональной плоскости. При смещении нагрузки в область перехода направления потока из осевого в радиальное сильно растут профильные потери (рис. 4.5), а при сильном нагружении входа - отрывные. Отрыв на периферии наступает уже при 7 = ОД и значительно увеличивается ширина зоны отрыва.
Характеристики безлопаточных диффузоров
Условия на выходе из осерадиального полуоткрытого рабочего колеса компрессора существенно влияет на течение в безлопаточном диффузоре. Параметры потока на входе в диффузор зависят от условий обтекания решетки колеса, безразмерных величин Ф , 4JT, WxIWlb критериев подобия М, Re, определяющих поперечную и окружную неравномерности профилей скоростей. Общая эффективность безлопаточного диффузора определяется условиями входа и потоковой диффузорностью С21СЪ (величиной Д, при параллельных стенках и условии 6, =Ь2). Обобщенные расчетные зависимости коэффициентов потерь в безлопаточных диффузорах от угла потока а при различных Ь2 для областей параметров конструкций компрессоров наддува транспортных дизелей даны на рис. 5.1. Тенденция увеличения потерь с уменьшением ширины диффузора объясняется влиянием сил вязкости на ограничивающих поверхностях. Одновременно, расчетные кривые показывают снижение коэффициентов потерь с ростом угла а2.
Угол потока на входе в безлопаточный диффузор увеличивается с уменьшением Ъ2 для ступеней с разными расходами. При этом увеличивается абсолютная скорость С2 и, соответственно, потери трения. Это характерно при сравнении ступеней турбонаддува с рабочими колесами различной на-порности.
На рис. 5.2 показаны характеристики безлопаточных диффузоров ступеней с рабочими колесами РК-6 и РК-5 в зависимости от режима работы и угла а2. Коэффициенты потерь в безлопаточном диффузоре 2_4 и ступенях в РК-6 и РК-5 незначительно изменяются при уменьшении диффузорности wt/w2 и лежат в пределах 2_4._ =0,1...0,14. Однако при этом минимальные ко эффициенты потерь _4min соответствуют широкому диапазону углов а, и Ъ2.
Уменьшение диффузорности wjw2 приводит к смещению экстремальных значений 2_4 в сторону больших углов (при этом уменьшается Ь2). Так, для РК-6: при а2=25 - ._,. =0,1; при а7 = 27 - L, =0,10.. .0,105; при а, = 29 2 . =0,11, для РК-5: при а, =22 - , , =0,12; при а. =24 - . =0,125; при аг =25 - 2_4 =0,127. Так как при примерно равных углах а2 для РК-б и РК-5 рабочее колесо с рЛ2 =90 имеет сравнительно меньшие значения Ь2, то общий уровень, минимальных коэффициентов потерь для РК-5 несколько выше.
Максимальные значения коэффициентов полезного действия безлопаточных диффузоров соответствуют минимальным коэффициентам потерь ,_„ и соответствующим углам а2. Характер и кривизна характеристик соответствует коэффициентам потерь. К.п.д. безлопаточных диффузоров составляют для РК-5 Л??; = 0,78...0,81; для РК-6 A?/,; =0,81...0,83.
На рис. 4.27, 4.46 и 4.48 и представлены зависимости изменения чисел МС4 от режима работы и диффузорности. Видно, что закономерности, приведенные ранее к описанию зависимостей Мс , полностью применимы и к
Мс , кроме уровня абсолютных значений и гораздо большего сближения уровней рабочих колес РК-6 и РК-5. Хотя и значительно сниженный в безлопаточном диффузоре поток в ступени с РК-5 выходит из диффузора в выходное устройство с заметным превышением скоростей Мс по отношению к ступени с РК-6. Можно ожидать, что и выходном устройстве, особенно если оно спроектировано на расчетную точку, будет продолжаться дальнейшая потеря эффективности.
Представленные нарис. 5.2 коэффициенты восстановления статического давления ,_4 в зависимости от режима работы и углов а2 отслеживают общие тенденции, относящиеся к СІ-І и Ч„ Можно отметить, что ",_,, в сравниваемых вариантах слабо зависит от угла р}п. Видно, что большее влияние на коэффициент восстановления статического давления оказывает диффузорность м /ш, ). Для ступеней с рабочими колесами РК-6 и РК-5 с уменьшением Ъг от 0,049 до 0,034 2_А падает от значения ,„4=0,5 до %2_4 = 0,46. При этом, все-таки из-за больших Мс и МСл коэффициент восстановления статического давления в ступени с РК-5 несколько ниже, чем в ступени с РК-6.
Эпюры полных давлений в сечении 4-4 (Д, =1,6) диффузоров ступеней с рабочими колесами РК-6 и РК-5 при различных Ьг и коэффициентах расхо 1 і Да ф0 фтт Фтах показаны на рис. 4.50...4.51. При переходе от сечения 2-2 (Д, =1,057) к сечению 4-4 у всех вариантов рабочих колес происходит уменьшение уровня неравномерности распределения полных давлений по ширине безлопаточного диффузора. Неравномерность уменьшается с уменьшением расхода, особенных различий при сопоставлении ступеней с РК-6 и РК-5 и при изменении Ь2 не наблюдалось. Резкое отличие между ступенями с
РК-6 и РК-5 наблюдается в распределении полных давлений по окружности в сечении 4-4. В ступени с рабочим колесом РК-61 при переходе от сечения 2-2 к сечению 4-4 можно наблюдать значительное уменьшение неравномерности, в то время как при аналогичном переходе в ступени с РК-5 наблюдается значительное увеличение неравномерности, по-видимому, из-за обратного влияния выходного устройства при повышенных скоростях.
Представленные на рис. 4.53 распределения абсолютных скоростей в сечениях диффузора 4-4 в ступенях с рабочими колесами РК-6 и РК-5 при различных Ь2 имеют характер распределения полных давлений.
