Действительная степень повышения давления в компрессоре

Адиабатическая работа (Дж/кг), определенная по действительной степени повышения давления:

Адиабатический к. п. д. компрессора

Г1ад.к = Г„(4*-»/*-1)/(П-Г„).

(417)

Полученное значение к. п. д. компрессора должно удовлетворять требованиям ГОСТ 9658-66 (табл. 67) для нагнетателей данного типоразмера.

Коэффициедт напора

Величина Яад.к не должна отличаться от принятого в расчете Яад.к более чем на 2-4%.

Мощность (кВт), затрачиваемая на привод компрессора:

Лк = ад.кСв/(1000т1,д.к).

(418)

Газовая турбина

В комбинированных двигателях внутреннего сгорания применяют осевые и радиальные турбины. В автомобильных и тракторных двигателях в основном используют малоразмерные одноступенчатые радиальные турбины. При небольших расходах газа и высоких окружных скоростях радиальные турбины имеют более высокий к. п. д., чем осевые. Поэтому в соответствии с ГОСТ 9658-66 радиальные турбины применяют для турбокомпрессоров ТКР - 7 - ТКР-23 (см. табл. 67). Осевые турбины применяют при диаметрах колес турбокомпрессоров 180 мм и выше.

Входной направляющий аппарат малоразмерных турбин для автомобильных и тракторных двигателей может быть лопаточным или безлопаточным. При безлопаточном направляющем аппарате расчетные параметры газового потока на входе в рабочее колесо обеспечиваются специальным профилированием улиточной части корпуса турбины.

Рабочие колеса газовых турбин выполняются обычно осерадиаль-ными (рис. 125). Такая конструкция колеса обеспечивает наиболее полное срабатывание энергии выпускных газов.

На рис. 125 буквой с обозначены абсолютные скорости, w - относительные, и - окружные. Сечение О -О относится к параметрам газа перед турбиной, / - / - на выходе газа из направляющего аппарата (перед входными кромками рабочих лопаток), II -II - к параметрам газа за турбиной. Окружные составляющие абсолютной скорости имеют индекс и, радиальные - г и осевые - а.

Вид А

Рис. 125. Схема проточной части радиальной турбины

При газодинамическом расчете турбины исходными данными являются результаты предыдущих расчетов (теплового расчета двигателя и компрессора).

В свободном турбокомпрессоре совместная работа газовой турбины и компрессора обеспечивается:

при соответствии частоты вращения ротора турбины частоте вращения ротора компрессора:

при равенстве мощностей турбины и компрессора:

при наличии определенной зависимости между расходами газа через турбину G, воздуха через компрессор и воздуха и топлива через двигатель;

(419)

где Gr - количество выпускных газов, поступающих на турбину от двигателя, кг/с.

Температуру газов перед турбиной можно определить по данным теплового расчета двигателя из уравнения теплового баланса по температуре выпускных газов Гр. Величина Тр зависит в основном от параметров газа в конце процесса расширения, от коэффициента избытка воздуха а, давления в ресивере, теплообмена в выпускном тракте и других факторов. Точно определить температуру Гр газа трудно, поэтому е находят по приближенной зависимости без учета работы газов в цилиндре во время выпуска и гидравлических потерь в выпускных органах:

(420)

где 1,3 ч-1,5 -средний показатель политропы расширения газов в цилиндре во время выпуска; рр - давление газа в выпускном патрубке, МПа.

Температуру выпускных газов tp, состоящих из смеси отработавших газов слродувочным воздухом, определяют методом последовательных приближений из выражения

Cptp

где Ср, Ср, Ср - мольные теплоемкости соответственно продуктов сгорания при температуре/р, воздуха при температуре 4 и смеси продуктов сгорания с воздухом при температуре tp.

Температуру Г, газа перед турбиной с известным приближением можно принять равной температуре выпускных газов Тр, т. е. Г, = = Гр. Необходимо иметь в виду, что температура газа перед турбиной при длительной работе двигателя не должна превосходить допустимых значений, указанных в табл. 67. :

Противодавление р2 за турбиной обычно принимают на основании опытных данных. Величина рг зависит в основном от длины и конфигурации отводящего трубопровода и гидравлических сопротивлений глушителя.

Для оценки к. п. д. турбины т!, можно воспользоваться рекомендациями ГОСТ 9658 -66 (табл. 67) в соответствии с принятым типоразмером турбокомпрессора (см. расчет компрессора). Общий к. п. д.

турбины включает все механические потери в турбокомпрессоре.

Эффективность турбокомпрессора оценивают коэффициентом полезного действия, представляющим собой произведение к. п. д. турбины и компрессора.

Таким образом, к. п. д. турбокомпрессора

•тк = •тЛад.к . (421)

Для современных турбокомпрессоров titk ;= 0,48-f-0,62. Давление Рт газа перед турбиной определяют из баланса мощности на валу турбокомпрессора (Nk - Лт):

I -

fer - I

ад. к

(422)

I- /

где Т1т - общий к. п. д. турбины (принимается ориентировочно).

Направляющий аппарат. В направляющем аппарате турбин автомобильных и тракторных двигателей обычно срабатывается лишь часть подводимой энергии газа. Поэтому они являются реактивными. Перераспределение теплоперепада в ступени турбины характеризуется степенью реактивности рт, которая представляет отношение теплопе-

репада, срабатываемого, в рабочем колесе, к общему теплоперепаду. Для радиально-осевыХ турбин оптимальная степень реактивности Рт s= 0,45 ч-0,55.

Полная адиабатическая работа расширения газа (Дж/кг) в турбине

/-ад.т = Ьад.к ев/(г1тГ1ад.к Gr). (423)

Адиабатическая работа расширения в направляющем аппарате

ZC = (1-Рт)ад.т.

Абсолютная скорость Ci (м/с) газа перед рабочим колесом

с, = Ф,>, (424)

где фс - коэффициент скорости, учитывающий потери в направляющем аппарате. Для радиально-осевых турбин с диаметром колес 80-180 мм фе = 0,92ч- 0,96.

После нахождения абсолютной скорости ci определяют температуру Ti газа на выходе из направляющего аппарата ([сопла):

Г, = Гт

2Мг/(г-

Характер течения газа в проточной части направляющего аппарата турбины определяется числом Маха:

Mi = ci/a, = Oi/VWi, (425)

где ui - скорость звука, м/с.

Если /Vfi< 1, то поток газа -дозвуковой и сопло турбины должно быть конфузорного типа (суживающееся).

Для определения радиальной Cir и окружной Сщ составляющих абсолютной скорости Ci необходимо задаться величиной угла oj выхода газового потока из направляющего аппарата. Величина угла oj изменяется в широких пределах (ai= 124- 27°) и принимается исходя из условия получения максимального значения к. п. д. турбины.

Радиальная и окружная составляющие абсолютной скорости газа (м/с) перед рабочим колесом (рис. 125)

Cir = Ci sin aj; Ci„ = c cos aj.

Окружной скоростью Ui на наружном диаметре колеса обычно задаются, стремясь обеспечить оптимальную величину параметра быстроходности турбины:

(426)

X = Ui/Сад,

адиабатическая

скорость истечения

где Сад = г2Laд.к - условная газа, м/с.

Значение х должно находиться в диапазоне 0,65-0,70. Величину «1 обычно принимают несколько большей скорости ui„, чтобы повысить

к. п. д. турбины. При этом условии угол входа потока на лопатки рабочего колеса будет больше 90°:

р1 = 90° +arctg

Значение Pi должно находиться в интервале 75-Ц0°. Если П0°< < 75°, то необходимо скорректировать а, и р,. Относительная скорость потока (м/с)

Wi = Cir/sin Pi.

Наружный диаметр (м) рабочего колеса

Dl = 60«i/(u«).

Входной диаметр направляющего аппарата определяется величиной Dq/Dj, которая в выполненных конструкциях турбин изменяется в пределах 1,3-1,5:

Do = Dj{D„/Dj).

В рассматриваемых типах турбин число направляющих лопаток Zl < 20.

Потери энергии в направляющем аппарате (Дж/кг) зависят от Ci и ф:

ALe = (l/9?-1) с?/2. (427)

Установив величину потерь ALc, можно найти отношение

п. - I

(428)

и, следовательно, определить давление газа на выходе из направляющего аппарата

р..= рЛГ./Т ("-).

где «с - показатель политропы расширения в направляющем аппарате.

Плотность газового потока (кг/м*) на выходе из направляющего аппарата

Р1 = Р1 • miRTi).

Ширина лопаток (м) направляющего аппарата определяется из уравнения неразрывности:

fe; =Gr/(irDiPiCisinai). (429)

Рабочее колесо. В межлопаточных каналах одноступенчатого рабочего колеса процесс преобразования потенциальной энергии газового потока в кинетическую заканчивается.

Величина адиабатической работы расширения газа в колесе турбины определяется степенью ее реактивности:

LpK - Ртад.т

(430)

Конструктивные параметры рабочего колеса приведены в табл. 68.

Таблица 68

Для радиально-осевых колес с диаметром Di 70+ 140 мм число лопаток составляет 22 =10+ 18. Рекомендуется колеса с наружным диаметром Di = 70+ 85 мм проектировать с числом лопаток = = 10+12, ас диаметром Dj = ПО + 140 мм - с числом лопаток

22=13+18.

Относительная средняя скорость газа на выходе из рабочего колеса

aJ2=Va? + 2LpH -и?(1 - Д:р), (431)

где ф - коэффициент скорости, учитывающий потери в рабочем колесе турбины (для осерадиальных турбин ф = 0,80+ 0,85); Djp = = Dacp/Di - относительный среднеквадратичный диаметр колеса на "выходе.

Величина окружной скорости колеса (м/с)

U2CP = "Acp/Dj.

Считая выход потока газа осевым (сг = Сг), из треугольника скоростей (см. рис. 125) находят величину абсолютной скорости (м/с) на выходе из колеса

Са = ]/ а - «2cp. Температура газа (К) на выходе из колеса

где О/ = 0,04+ 0,08 - коэффициент дисковых потерь.

(432)