Турбокомпрессоры для наддува дизелей. Справочное пособие - Иванов П.В., Байков Б.П., Бордуков В.Г., Дейч Р.С.

Автор: Иванов П.В. Байков Б.П. Бордуков В.Г. Дейч Р.С.

Теги: пневмоэнергетика машины и инструменты холодильная техника холодильное оборудование тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) машиностроение турбины дизельные двигатели

Год: 1975

Похожие

Локомотивные двигатели внутреннего сгорания

Расчет автомобильных и тракторных двигателей

Энергетика локомотивов

Текст

ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
СПРАВОЧНОЕ ПОСОБИЕ
ЛЕНИНГРАД
„МАШИНОСТРОЕНИЕ"
ЛЕНИНГРАДСКОЕ ОТДЕЛЕНИЕ
1975
786
УДК 621.515:621.43.052(031)
Турбокомпрессоры для наддува дизелей. Справочное пособие.
Л., «Машиностроение» (Ленингр. отд-ние), 1975. 200 с. Авт.:
Б. П. Байков, В. Г. Бордуков, П. В. Иванов, Р. С. Дейч
В справочном пособии излагаются вопросы проектирования, испытаний и
настройки турбокомпрессоров для наддува дизелей. Рассматривается влияние
степени повышения давления и к. п. д. компрессора на увеличение мощности
двигателя при наддуве.
Описываются конструктивные схемы турбокомпрессоров, анализируются
их достоинства и недостатки, рассматриваются ряды и модификации турбоком-
прессоров. Рассматриваются конструктивные элементы турбокомпрессоров и
технология изготовления колес турбины и компрессора. Изложены методы испы-
тания турбокомпрессоров на стенде и двигателе, а также приемы настройки
турбокомпрессора на двигателе. Даются методики расчета характеристик сов-
местной работы двигателя и турбокомпрессора. Рассматриваются динамические
свойства и способы регулирования турбокомпрессора. Методики иллюстри-
руются примерами расчетов. .
Справочное пособие рассчитано на инженерно-технических работников,
занимающихся конструированием и испытанием дизелей с наддувом и турбо-
компрессоров. Оно может быть также полезно студентам вузов.
Табл. 14. Ил. 124. Список лит. 85 назв.
Авторы: Б. П. Байков, В. Г. Бордуков, П. В. Иванов, Р. С. Дейч
Рецензенты: кандидаты технических наук Р. Л, Измайлов, Ю. Б. Галеркин
Редактор канд. техн, наук А, И. Распутные
Т
31306—169
038 (01)—75
169—75
© Издательство «Машиностроение», 1975 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Задачи научно-технического прогресса, поставленные XXIV съездом КПСС,
требуют постоянного роста энерговооруженности средств производства и сниже-
ния удельных затрат на их изготовление, эксплуатацию и обслуживание. Раз-
витие многих видов техники определяется удельной мощностью силового
привода.
В качестве силового привода широкое применение находят дизели, обладаю-
щие высокой экономичностью, относительно небольшими габаритными разме-
рами, малой массой и хорошими характеристиками. Дизели являются удобным
автономным источником энергии для большинства видов техники. Уровень раз-
вития дизелей оказывает существенное влияние на развитие тепловозов, земле-
ройных и строительно-дорожных машин, промышленных тракторов, больше-
грузных автопоездов и самосвалов, газоперекачивающих агрегатов, судов раз-
личного назначения, передвижных электростанций. В настоящее время происхо-
дит дизелизация автомобильного транспорта.
Повышение скорости и производительности требует систематического роста
агрегатных мощностей дизелей практически без изменения габаритных размеров
и массы. Наиболее перспективным способом повышения мощности является газо-
турбинный наддув, который за последние десятилетия получил широкое рас-
пространение. Большинство двигателей мощностью от 70 кВт и выше имеет моди-
фикации с газотурбинным наддувом, а двигатели мощностью более 350 кВт без.
наддува практически не выпускаются.
Степень совершенства турбокомпрессора, ставшего органической составной
частью двигателя, в значительной мере определяет качества последнего. В связи
с этим основы газодинамических расчетов, конструирования, испытаний и на-
стройки турбокомпрессоров приобретают важное значение при проведении работ
по газотурбинному наддуву дизелей. У занимающихся этим конструкторов и
исследователей возникает целый ряд вопросов, которые недостаточно освещены
в литературе.
Учитывая ограниченный объем книги, некоторые вопросы не могли быть рас-
смотрены подробно — это относится к методам профилирования компрессоров
и турбин. Приведены лишь необходимые материалы, относящиеся к тем типам
колес, которые применяются в турбокомпрессорах для наддува дизелей. Сведе-
ния по аналогичным колесам изложены в книгах, относящихся к смежным обла-
стям техники [10, 56, 64, 66]. Сведения по компрессорным колесам других типов
можно найти в литературе [58].
Главы I, II и пп. 27 и 29 гл. VI написаны Б. П. Байковым, пп. 26 и 28 гл. VI —
Б. П. Байковым и Р. С. Дейчем, гл. III — В. Т. Бордуковым и П. В. Ивановым,
гл. IV, VIII — П. В. Ивановым, гл. V, VII, IX — Р. С. Дейчем.
1*
Глава I
ПОВЫШЕНИЕ МОЩНОСТИ ДИЗЕЛЯ ПРИ НАДДУВЕ
1. ВЛИЯНИЕ СТЕПЕНИ ПОВЫШЕНИЯ ДАВЛЕНИЯ ВОЗДУХА лк
Мощность поршневого двигателя определяется размерами цилиндра D и
их числом I, ходом поршня S, частотой вращения и, средним эффективным дав-
лением ре и тактностью (т = 2 для четырехтактного и т = 1 для двухтактного
двигателя)
ре nD^Stii
Ne 4-60-т *
Среднее эффективное давление ре — Р/Лмех. Механические потери двигателя
в целом, характеризующиеся механическим к. п. д. т]мех> здесь не рассматри-
ваются, учитывается лишь влияние к. п. д. турбины и компрессора на потери
насосных ходов, которые обычно относятся к механическим потерям. Среднее
индикаторное давление pt- = А ^-ТЬРК, где 4 — коэффициент пропорциональ-
ности; — индикаторный к. п. д.; а — коэффициент избытка воздуха для сго-
рания; т]0 — коэффициент наполнения; рк — плотность воздуха.
Параметры и а связаны между собой и зависят от организации рабочего
процесса. Пути повышения т]/ и снижения а здесь также не рассматриваются.
Следует заметить, что все оценки даются применительно к параметрам двигателя
с удовлетворительным значением при достаточно высоком значении а.
Использование воздуха удобно характеризовать удельной мощностью Ne,
отнесенной к 1 кг воздуха, проходящего через двигатель в 1 с. На рис. 1 пока-
зана зависимость Ne для дизелей и газотурбинных двигателей (ГТД) от макси-
мальной температуры цикла, степени повышения давления лк, коэффициента
избытка воздуха а и других факторов [74]. Экономичность дизеля является его
решающим преимуществом и должна быть сохранена или улучшена при наддуве,
поэтому в первую очередь рассматриваются двигатели, работающие с достаточ-
ным количеством воздуха, которое для оценочных расчетов может быть охаракте-
ризовано значением а = 2.
Значение т|у зависит от скорости поршня, совершенства газовоздушного
тракта, наличия продувки камеры сгорания и изменяется незначительно. При
создании нового или развитии существующего двигателя важно не понизить
т]0. Больших резервов повышения pi за счет нет.
Повышение плотности воздуха рк = pK/(RTK) является основным средством
увеличения р4-. Абсолютная температура воздуха Тк зависит от к. п. д. компрес-
сора. Ее влияние существенно и будет рассмотрено ниже.
Представление о возможных границах повышения ре путем увеличения дав-
ления наддувочного воздуха рк дает рис. 2, на котором представлены результаты
расчетов, проведенных с учетом возможного в будущем усовершенствования ма-
териалов, а также конструкций двигателей, в результате которого станет возмож-
ным обеспечить нормальную работу дизелей при максимальных давлениях
цикла до 20 МПа. Степень сжатия 8, степень повышения давления при сгорании X
и коэффициент избытка воздуха на сгорание а сохраняются на уровне, обеспе-
чивающем получение удовлетворительной экономичности. Оценка проведена
до давлений наддува рк = 1,5 МПа. Принято, что дизели имеют охлаждение над-
дувочного воздуха (а — радиаторное для тепловозного, б — забортной водой для
судового дизелей). Такой анализ позволяет сделать следующие выводы.
4
Рис. 1.*Удельный расход топлива ge и удельная мощность Ne газотурбинных и дизель-
ных двигателей: а — коэффициент избытка воздуха; tz — температура газа перед
турбиной; пк •— степень повышения давления в компрессоре ГТД; т]то — к. п. д.
теплообменника; е — степень сжатия дизеля; К — степень повышения давления при
сгорании
5
Рис. 3. Зависимость' среднего эф-
фективного давления от давления
наддува при средней скорости
поршня ст < 9 м/с — О; ст —
= 94-11 м/с — А
Рис. 4. Прогноз повышения среднего эффективного давления дизелей с D ~
= 150 4-200 мм: для четырехтактных — О, двухтактных — X
1. Простейшая схема наддува со свободным турбокомпрессором может
обеспечить удовлетворительную экономичность до давления наддува 0,5—0,7МПа.
2. Из-за ограничения pz при более высоких значениях рк необходимо сни-
жение 8 и X, что неизбежно ведет к снижению т^-. В этом случае удовлетворитель-
ная экономичность может быть получена только в двигателе с силовой турбиной
(скачок на графике при рк = 0,75 МПа, являющийся результатом перехода
в расчете от дизеля с простейшей схемой наддува к турбопоршневому дви-
гателю).
3. По-видимому, до рк = 0,354-0,45 МПа будет применяться одноступенча-
тая схема наддува, а при рк = 0,4—0,7 МПа — двухступенчатая схема. Созда-
ние дизелей с давлением наддува рк> 0,6ч-0,7 МПа в ближайшие годы мало-
вероятно из-за большой сложности возникающих при этом задач. Реально дости-
гнутые значения ре показаны на рис. 3, 4. Кроме того, на рис. 4 приведены ожи-
даемые в 1975 г. значения ре,
4. В ближайшие годы представляется реальным повышение среднего эффек-
тивного давления двигателей широкого применения в 1,5—2 раза.
5. Задачей ближайших лет является создание надежных турбокомпрессо-
ров, обеспечивающих в одной ступени лк = 4,0-4-4,5, а в двухступенчатом испол-
нении — як — 64-9.
2. ВЛИЯНИЕ К. П. Д. КОМПРЕССОРА
Совершенство компрессора определяется его характеристикой, т. е. зави-
симостью лк и i]K от расхода воздуха GK и частоты вращения пк.
Влияние характера зависимости пк — f (GK) при nK = const на совместную
работу двигателя и турбокомпрессора рассмотрено в п. 25. Здесь рассматривается
влияние т]к на повышение р[.
К* п. д. компрессора влияет на и рк. Произведение pKT]y определяет по-
дачу воздуха в цилиндр двигателя. Величина т]у зависит от скорости поршня,
совершенства продувочно-выхлопного тракта (объема коллектора впуска, формы
входных патрубков, формы каналов впуска воздуха в цилиндры, размера и закона
движения впускного и выпускного клапанов, формы и размеров каналов и тру-
бопровода выпуска газов) и перепада давлений между коллекторами впуска
и выпуска в период перекрытия фаз открытия клапанов. Снижение г]к при усло-
вии обеспечения требуемого рк ведет к необходимости повышения давления перед
турбиной рт, а это ухудшает продувку камер сгорания цилиндров дизеля и ведет
к снижению i%. Влияние отношения рк/рт на 1% тем интенсивнее, чем продолжи-
тельнее период перекрытия фаз открытия клапанов впуска и выпуска, которое
обычно бывает равно от 10 до 150° угла п. к. в. Чем выше отношение рк/рт в пе"
риод продувки, тем больше оптимальное значение угла перекрытия фаз. При ра-
боте дизеля с низким т]к (г]тк) или высоким противодавлением отношение рк/рт
может быть меньше 1, и в этом случае перекрытие фаз газораспределения должно
быть минимальным во избежание обратного заброса выхлопных газов в коллек-
тор впуска и резкого снижения T]y. При отсутствии противодавления за турбиной
и высоком значении Т]тк обеспечивается полное удаление выхлопных газов и
коэффициент остаточных газов уг приближается к 0, а величина 1% может быть
близка к 1.
Плотность воздуха в коллекторе впуска двигателя рк = Рк/(/?Тк). Если
охлаждение наддувочного воздуха отсутствует, то рк = рк; рк = рк и Тк = Тк-
В этом случае рк существенно зависит от То и т)к. На рис. 5, а приведена зави-
симость рк от и т]к при TQ = 293 К- Влияние т]к на рк тем сильнее, чем выше
степень повышения давления воздуха в компрессоре. Суммарное влияние т]к
на величину произведения r]DpK (рис. 5, б) велико, поэтому обеспечение достаточно
высокого к. п. д. компрессора является одной из основных задач, решаемых при
создании ТК.
Плотность воздуха на входе в двигатель зависит от г]к, но определяющими
факторами при применении охлаждения наддувочного воздуха являются пара-
метры холодильника и температура охлаждающей воды (в случае применения
водо-воздушного холодильника).
7
По уровню температур охлаждающей воды двигатели с охлаждением надду-
вочного воздуха делятся на две группы: с радиаторным охлаждением и с охлаж-
дением забортной водой. Первая группа характерна для тепловозных и авто-
тракторных двигателей и двигателей передвижной энергетики, вторая — для
судовых силовых установок.
Температура охлаждающей воды для двигателей с радиаторным охлажде-
нием обычно колеблется от 40 до 60° С, температура забортной воды 25—32° С.
В последнем случае обеспечивается более глубокое охлаждение воздуха. Как
Рис. 5. Влияние лк, Т]к и промежуточного охлажде-
ния воздуха на рост плотности наддувочного воздуха
(а) и на величину воздушного заряда цилиндра
1 — без охлаждения и без продувки; 2 — без охла-
ждения с продувкой; 3 — с охлаждением без про-
дувки; 4 — с охлаждением и продувкой
правило, температура воздуха за холодильником на 10—20° С выше темпера-
туры охлаждающей воды и составляет 60—70° С для двигателей с радиаторным
охлаждением и 35—55° С для двигателей с охлаждением забортной водой.
Для охлаждения воздуха применяются главным образом водо-воздушные
холодильники. Имеются типовые конструкции водо-воздушных холодильников,
их выпускает ряд специализированных фирм. Как правило, холодильники имеют
разные по величине поверхности контакта с воздухом и водой. В связи с тем,
что коэффициент теплоотдачи от воздуха к стенке в 5—15 раз ниже, чем от стенки
к воде, поверхность контакта с воздухом делается максимально большой.
На выбор глубины охлаждения воздуха существенно влияют относительные
размеры холодильника. Габаритный объем двигателя заданной мощности опре-
деляется его конструктивной схемой, искусством конструктора и, главным обра-
зом, частотой вращения. Чем выше частота вращения, тем компактнее двигатель.
Объем холодильника для требуемой глубины охлаждения с конкретным типом
8
охлаждающих поверхностей определяется в первую очередь расходом воздуха.
Принимая во внимание, что расход воздуха пропорционален мощности двига-
теля, можно считать, что размеры холодильника определяются мощностью
двигателя. Чем выше частота вращения двигателя, тем больше относительные
объем и стоимость холодильника наддувочного воздуха, поэтому целесообразная
глубина охлаждения воздуха уменьшается с повышением частоты вращения дви-
гателя.
3. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ БАЛАНС ТУРБОКОМПРЕССОРА (ТК)
При газотурбинном наддуве дизеля возможны два основных способа исполь-
зования энергии.
1. Энергия, потребляемая компрессором, равна энергии, вырабатываемой
турбиной. В этом случае ТК представляет собой автономный агрегат, связанный
с двигателем только газовой связью. Такая схема обеспечивает высокие экономи-
ческие показатели при максимальном упрощении конструкции и поэтому яв-
ляется наиболее распространенной.
Рис. 6. Область малых давлений р— V-диаграммы для четырехтактного двигателя:
Vь — рабочий объем цилиндра; Vc — объем камеры сжатия; <рк — коэффициент избытка
продувочного воздуха; р0 — давление окружающего воздуха; ра — давление перед ком-
прессором; р2 — давление за турбиной
2. Энергия, вырабатываемая турбиной, не равна энергии, потребляемой
компрессором. Небаланс энергии передается от двигателя к ТК (или наоборот)
за счет применения механической связи ротора ТК с коленчатым валом двига-
теля, что усложняет конструкцию последнего. Эта схема применяется при над-
дуве двухтактных двигателей в тех случаях, когда не удается обеспечить баланса
энергий турбины и компрессора, не ухудшая существенно продувку и напол-
нение цилиндра. Эта схема также применяется в тех случаях, когда необходимо
передавать избыточную энергию от турбины к двигателю при высоких давлениях
наддува и высоких температурах газов перед турбиной. Механическая связь
может быть также использована для обеспечения высокой приемистости за счет
передачи кинетической энергии ротора ТК (которая из-за высоких скоростей
может в несколько раз превосходить кинетическую энергию поршневой части
двигателя) к валу двигателя на переходных режимах.
В связи с тем, что значительная часть энергии расширения в поршневых
двигателях не используется (теряется часть энергии расширения газов от дав-
ления в конце рабочего хода до давления за двигателем), возникает возможность
использования этой энергии в турбине ТК- Для оценки энергетических возмож-
9
ностей рассмотрим процесс расширения газов в координатах р—V. Для четы-
рехтактного двигателя эта диаграмма приведена на рис. 6. Кривая 1-2 представ-
ляет процесс сжатия воздуха, поступившего в цилиндр, кривая 3-4 показывает
процесс сжатия воздуха, прошедшего через цилиндр в период продувки, а пло-
щадь 1-2-3-4-1 представляет работу, затраченную на сжатие воздуха, расходуе-
мого на один цикл двигателя.
Если при умеренной длине выхлопного трубопровода его объем достаточно
велик (система постоянного давления), то в нем устанавливается примерно по-
стоянное давление рт и энергия, срабатываемая в турбине, определяется пло-
щадью 5-6-7S-5 Энергия, определяемая площадью 6-9-Ь'-6 в этом слу-
чае почти полностью теряется на завихрения при перетекании газов из цилиндра
Рис. 7. Область малых давлений р — V-диаграммы для двухтактного двигателя
в выхлопной трубопровод. Используется только часть энергии, идущая на повы-
шение температуры газов перед турбиной. При таком способе использования
энергии газов не всегда удается осуществить продувку камеры сжатия, так как
получение соотношения рк>> рт возможно только при достаточно высоком
к. п. д. турбокомпрессора и малых сопротивлениях продувочного и выхлопного
трактов, что не всегда удается обеспечить. Отсутствие продувки ведет к сниже-
нию коэффициента наполнения, снижению а и ухудшению экономичности дви-
гателя.
Для улучшения коэффициента наполнения и уменьшения отрицательной
работы насосных ходов желательно снизить давление в трубопроводе в период
выпуска газов за счет использования энергии Lr. Частичное использование этой
энергии возможно за счет снижения потерь на перетекание газов в начальный
период выпуска и уменьшения завихрений, что достигается правильным профи-
лированием каналов в головке цилиндра двигателя и выпускном трубопро-
воде, а также предельным сокращением объема выпускного трубопровода (си-
стема переменного давления).
При правильно подобранных фазах газораспределения и достаточном интер-
вале между выпусками из цилиндров, объединяемых одним выпускным трубо-
проводом, кривая давления газа в цилиндре будет проходить через точки 9,
10, что обеспечит значительный перепад давлений при продувке в период нахо-
ждения поршня вблизи верхней мертвой точки при одновременном существен-
ном снижении потерь энергии во время насосных ходов.
В случае наддува двухтактного двигателя диаграмма имеет вид, показанный
на. рис. 7 (обозначения те же, что и на рис. 6). Давление рт соответствует уста-
новившемуся давлению в период продувки и практически мало изменяется как
в системе постоянного, так и в системе переменного давления.
10
Относительный перепад давлений, необходимый для качественного осуще-
ствления процесса продувки,
^Р __ Рк Рт
Рк Рк
определяется применяемой системой наддува и совершенством органов газорас-
пределения. В системе наддува постоянного давления из-за низкой температуры
газов баланс энергии турбины и компрессора, как правило, не обеспечивается
и приходится применять механическую связь ТК с двигателем для подвода не-
достающей энергии от двигателя. В системе с переменным давлением удается
обеспечить баланс энергии турбины и компрессора во всем диапазоне рабочих
режимов двигателя. Это существенно упро-
щает систему наддува.
Для оценки энергетических возможно-
стей системы переменного давления вос-
пользуемся диаграммой процесса в относи-
тельных координатах. Рассмотрим зависи-
мость р/рк от V для случая наддува двух-
Р/Рк
9 9'
-I—6
Уъ
Рис. 8. Область малых давлений в координатах —----V для двухтактного двигателя
тактного двигателя (рис. 8). Отношение энергий, определяющее предельно воз-
можный энергетический выигрыш, обозначим через Kl
Kl = £1+^ = 1+41.
Ь2 ^2
Допустив, что отношения давлений ра!р^ Р^Рк и показатель политропы
расширения не зависят от давления наддува, а р2 постоянно, получим, что зна-
чение энергии определяется площадью 4-Ь'-9-4, а энергия £2 — площадью
5-6-7-9-5 (где линия 5-6 характеризует величину давления за турбиной р2).
Следует заметить, что энергия Lx растет при увеличении давления наддува
пропорционально рк, поэтому она изображается одной и той же площадью 4-bf -9-4
для данной температуры газов. Таким образом, получается зависимость Kl от
рк, показанная на рис. 9.
Практически из-за потерь в каналах и значительного объема выпускного
трубопровода, объединяющего обычно выпуск газов из двух или трех цилиндров,
не удается использовать энергию L± полностью. К турбине подводится только
часть этой энергии Lly причем Kl колеблется в пределах 0,1—0,5. Обычно Kl
для четырехтактных двигателей равно 0,1—0,2 и 0,20—0,35 для двухтактных
тихоходных двигателей. Как следует из рис. 9, энергетические преимущества
системы с переменным давлением уменьшаются при повышении рк. Из этого,
однако, не следует, что такие системы нецелесообразно применять при давлениях
наддува выше 0,13—0,15 МПа. При работе двигателя на частичных нагрузках
всегда имеет место снижение рк, и в этом случае импульсная система наддува
обеспечивает баланс мощностей турбины и компрессора, несмотря на снижение
температуры газов перед турбиной, что дает возможность осуществить наддув
двухтактного двигателя без каких-либо других вспомогательных средств.
11
При высоком наддуве четырехтактных двигателей применение системы
с переменным давлением газов обеспечивает равномерное снабжение воздухом
всех цилиндров двигателя, так как становится возможной продувка камеры сжа-
тия. Это существенно улучшает наполнение и позволяет форсировать двигатель
за счет увеличения а.
ность двигателя для системы по-
стоянного (а) и переменного давле-
ния (б):
-------------рк = 0,15 МПа;
---------- — рк = 0,2 МПа;
—---------рк = 0,25 МПа
Рис 9. Зависимость от рк для различ-
ной степени использования энергии
При применении свободного ТК для наддува четырехтактного двигателя
влияние общего к. п. д. ТК 'Цтк на удельный расход топлива ориентировочно
может быть оценено по рис. 10 или по формуле = 4004-800 (рк —
0,1) Дт)тк.
Общий к. п. д. ТК обычно равен 0,48—0,64 (0,48 — для ТК самых ма-
лых размеров). Наиболее распространенными являются значения 0,55—0,60.
Изменение т]тк в этих пределах оказывает некоторое влияние на ge, однако
Рис. 11. Схема нижней части диаграммы р — V
для четырехтактного двигателя со свободным
ТК и силовой турбиной
определяющим является влияние
т]тк на коэффициент наполнения
При наддуве четырехтактного
двигателя имеется возможность
значительного улучшения эконо-
мичности двигателя за счет луч-
шего использования энергии и
передачи ее на вал двигателя. При-
менение в этом случае турбины по-
стоянного давления с давлением
Рт Рк обеспечивает использова-
ние большой доли энергии
(рис. 11). Наличие перепада дав-
лений Рт—Ртбал (где Ртбал—дав-
ление перед турбиной, при котором
достигается баланс энергий турбины
и компрессора) позволяет использовать энергию, определяемую площадью
1-2-3-4'1 с к. п. д. турбины т]т (здесь К7/У3= г|т). При этом двигатель теряет
энергию, соответствующую площади 5-6-7-3-5, а энергия площадки 6-7-4-6 пред-
ставляет собой энергетический выигрыш. За счет применения такой схемы над-
дува можно получить существенный энергетический выигрыш при работе дви-
гателя на номинальном режиме. Недостатком ее является неизбежное снижение
коэффициента наполнения двигателя. Кроме того, применение связанного с дви-
гателем ТК ведет к большим затратам энергии на сжатие воздуха на частичных
нагрузках. Удовлетворительная экономичность двигателя на частичных нагруз-
ках может быть получена при применении двух агрегатов: свободного турбо-
компрессора и турбины, отдающей энергию на вал двигателя. Последнее реше-
ние ведет к усложнению конструкции двигателя. Следует отметить также, что
12
применение турбины с рт> рк ведет к исключению продувки камеры сжатия
двигателя, что повышает теплонапряженность клапанов выпуска и резко повы-
шает трудоемкость доводочных работ. Попытки создания таких двигателей за-
канчивались на стадии испытания опытного образца.
Простота системы наддува является решающим фактором успеха ее приме-
нения, поэтому ни на какие усложнения не следует идти без существенных на
то оснований.
4. ВЫПУСКНЫЕ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛЕЙ
Правильный выбор выпускной системы двигателя и рациональное ее проек-
тирование позволяют существенно улучшить использование энергии газов и
коэффициент наполнения двигателя. Изменение по времени давления в выпуск-
ном трубопроводе зависит от числа цилиндров, объединяемых одним трубопро-
водом, интервала между вспышками в отдельных цилиндрах, диаметра и длины
трубопровода. Можно представить
себе два идеальных граничных
случая:
1) выпуск в трубопровод бес-
конечно большого объема;
2) выпуск в турбину без вся-
кого промежуточного объема.
В первом случае давление га-
зов в трубопроводе будет постоян-
ным и равным рт, во втором —
давление будет переменным и рав-
ным давлению газов в цилиндре
двигателя. Все реальные выпуск-
ные системы являются промежуточ-
ными между двумя рассмотрен-
ными. Для случая выпуска из
цилиндра в трубопровод конечного
объема изменение давления газов
в трубопроводе имеет вид, пока-
занный на рис. 12. Чем меньше
объем трубопровода, тем раньше
происходит выравнивание давлений
газов в цилиндре и трубопроводе
(полного выравнивания давлений
Рис. 12. Влияние объема трубопровода на
импульс давления перед турбиной:
1 — давление в цилиндре; 2 — давление в вы-
пускном трубопроводе; 3 — давление наддува:
обычный объем трубопровода;
— ----очень малый объем;-----------—
большой объем
не достигается, однако перепад давлений
становится незначительным) и тем полнее использование энергии (за счет роста
степени использования энергии Lt). Период выпуска из одного цилиндра четы-
рехтактного двигателя длится около 240°, двухтактного — около 120° угла
п. к. в.
В системе постоянного давления один трубопровод объединяет выпуск га-
зов из многих цилиндров, и выпуски из отдельных цилиндров накладываются
один на другой. Полного выравнивания давления не происходит, и пики давлений
в начальный период выпуска доминируют над колебаниями давлений, вызван-
ными волновыми явлениями. В качестве примера на рис. 13 приведена, осцилло-
грамма давления в выпускном трубопроводе, объединяющем выпуск из шести
цилиндров. Там же даны фазы открытия впускного и выпускного клапанов одного*
из цилиндров. Так, у четырех- и шестицилиндрового двигателя подъем давления
в трубопроводе, как правило, затрудняет (или срывает) продувку цилиндра
в период перекрытия фаз открытия клапанов, что существенно снижает
у восьмицилиндрового двигателя наложение колебаний, особенно существенное
в длинном трубопроводе, приводит к искажениям, создающим разные условия
продувки различных цилиндров, а это снижает возможность форсирования дви-
гателя. В связи с указанным явлением подбор фаз газораспределения двигателя
с неразделенным выпускным трубопроводом необходимо проводить с учетом ре-
зультатов осциллографирования процесса выпуска газов по всем цилиндрам.
В этом случае оптимальный угол перекрытия фаз существенно снижается.
13»
При организации разделенной выпускной системы группировку цилиндров
следует производить таким образом, чтобы импульсы давлений не накладыва-
лись друг на друга, т. е. чтобы интервал между вспышками в отдельных цилин-
драх, объединяемых одним трубопроводом, не был менее 240° для четырехтакт-
ных и менее 120° для двухтактных двигателей. Для двигателей с умеренным
числом цилиндров (до 18), как правило, применяются разделенные выпускные
•системы. Оптимальным является число цилиндров, кратное 3 (6, 12, 18). В этом
случае число выпускных трубопроводов оказывается умеренным, а течение га-
зов в турбине—равномерным. При числе цилиндров, кратном 4(4,8,16), выпуск-
ная система получается более сложной, а течение газов в турбине — прерывистым.
Рис. 13. Давление в объединенном выпускном трубопроводе шестицилин-
дрового четырехтактного двигателя:
1 — давление в коллекторе выпуска; 2 — среднее давление перед турби-
ной; 3 — давление наддува; а — открытие выпускного клапана; б — от-
крытие впускного клапана
В качестве меры борьбы с последним получают развитие преобразователи
импульсов — устройства, состоящие из сопел и смесительных камер. Они обес-
печивают постоянное течение газов в турбине при переменном их течении в вы-
пускном трубопроводе двигателя. Каждые четыре цилиндра двигателя попарно
-объединяются одним преобразователем импульсов, подсоединенным к одному
вводу турбины. Выпуски газов от четырех объединенных цилиндров чередуются
равномерно через 180° (для четырехтактных двигателей); каждые два цилиндра
с выпусками газов через 360° имеют общий выпускной трубопровод.
Импульсы давления в выпускных трубопроводах для вновь проектируемого
двигателя могут быть определены с помощью критериев подобия [77 ] по экспе-
риментальным импульсам двигателей с подобными выпускными системами либо
расчетным путем [34].
5. ТРЕБОВАНИЯ К ТК, ОБУСЛОВЛЕННЫЕ ДВИГАТЕЛЕМ
Существующие двигатели можно условно разбить на следующие три основ-
ные группы:
1) работающие по винтовой характеристике;
2) по нагрузочной характеристике на генератор;
3) по всей области нагрузок и частот вращения, ограниченной внешней
характеристикой (транспортные двигатели).
В зависимости от назначения двигателя требования, которым должен
удовлетворять турбокомпрессор, оказываются различными.
Требования к к. п. д. турбокомпрессора
Получение высокого к. п. д. турбокомпрессора всегда является желатель-
ным, однако это иногда ведет к удорожанию двигателя или к увеличению габа-
ритных размеров агрегата наддува, что также не всегда приемлемо. В таком слу-
чае необходимо знать нижний предел Лтк, ПРИ котором возможна удовлетвори-
тельная работа двигателя с наддувом. Поскольку влияние т]Тк на расход топлива
(особенно при умеренных давлениях наддува) незначительно, минимальное зна-
чение к. п. д. следует принять, исходя из обеспечения удовлетворительного на-
полнения цилиндра.
14
Для четырехтактных дизелей это будет такое значение т]тк, при котором
возможна продувка камеры сгорания. Для двухтактных дизелей минимальное
значение т]тк определяется допустимостью работы без дополнительных проду-
вочных средств. Значение к. п. д., отвечающее поставленным выше требованиям,
зависит от организации продувочно-выпускного тракта, температуры газов,
сопротивления на выходе из турбины, разрежения на входе в компрессор и дав-
ления наддува. Наиболее нетребовательным к к. п. д. турбокомпрессора является
четырехтактный дизель с разделенным выпускным трубопроводом. В связи
с частичным использованием энергии Lr при низких рк удается осуществить
продувку и иметь удовлетворительные tjv при умеренных значениях г|тк. В этом
случае при /т = 500-4-600° С продувка камеры сжатия еще обеспечивается при
следующих значениях т]тк:
Рк, МПа ...................... 0,14-0,16 0,19-0,21 0,24-0,26
T)TK.......................... 0,42-0,46 0,46-0,50 0,50-0,52
При наддуве малооборотных двухтактных дизелей с прямоточной продув-
кой, имеющих малые перепады давлений при продувке цилиндра, при средней
температуре газа за цилиндрами 350—420° С и хорошо организованной разде-
ленной выпускной системе, обеспечивающей использование 30—50% энергии Llt
работа без дополнительных продувочных средств возможна при следующих зна-
чениях общего к. п. д. турбокомпрессора:
Рк, МПа .................. 0,13 — 0,14 0,16 — 0,17 0,19 — 0,20
.................... 0,45 — 0,50 0,50 — 0,55 0,58 — 0,60
В двигателях с контурными схемами продувки из-за большого объема вы-
пускных трубопроводов снижается степень использования энергии выпускных
газов и растет перепад давления при продувке, а это резко повышает требования
к общему к. п. д. турбокомпрессора. Поэтому, как правило, в таких двигателях
пока приходится применять дополнительные продувочные средства.
Приведенные выше значения т]тк являются нижним заградительным пре-
делом. Более высокие к. п. д. ведут к улучшению наполнения и некоторому сни-
жению потерь насосных ходов для четырехтактных двигателей, что приводит*
к снижению удельных расходов топлива.
ТРЕБОВАНИЯ К КОМПРЕССОРУ
Требования, предъявляемые к компрессору, определяются назначением дви-
гателя. На рис. 14, а показаны режимы работы судового (кривая /), стационар-
ного (2) и транспортного (<5) двигателей, а также идеального транспортного дви-
гателя (4), характеристика которого приближается к характеристике сериесного
электродвигателя в широком диапазоне частот вращения.
Аналогичные зависимости крутящего момента от частоты вращения представ-
лены на рис. 14, б.
Для судового и стационарного дизелей осуществление наддува не вызывает
особых затруднений, так как повышение крутящего момента, а следовательно,
и повышение среднего эффективного давления требуется в очень небольшой зоне
частот вращения и мощностей. Значительно сложнее обстоит дело с транспортным
дизелем, которому необходимо иметь высокий крутящий момент в широком диа-
пазоне частот вращения. И наиболее трудной задачей является обеспечение ха-
рактеристики идеального транспортного двигателя, который должен иметь
весьма высокий крутящий момент на малых частотах вращения. На рис. 15
приведены совмещенные зависимости между степенью повышения давления лк
и расходом воздуха двигателя и компрессора. Прямые линии (условно прямые) —
это линии постоянных частот вращения двигателя. Линии п = 1,0 соответствует
нагрузочная характеристика при постоянной номинальной частоте вращения
дизель-генератора. Высокое значение крутящего момента транспортного дви-
гателя должно быть сохранено примерно до п = 0,5.
15
Рис. 14. Кривые мощности Ые и крутящего момента
МКр для двигателей различных назначений
Рис. 15. Совмещение расходных характеристик двигателя и компрессоров: а — вин*
тового; б — центробежного с безлопаточным диффузором; в — центробежного
с лопаточным диффузором; г — осевого; характеристики:
1 — винтовая; 2 — внешняя; 3 — идеального транспортного двигателя
16
Рассмотрим эти требования по расходам и степеням повышения давления
воздуха с возможностями компрессоров различных типов.
Идеальным является объемный компрессор. Он может подавать практи-
чески любое количество воздуха с любым давлением. На рис. 15, а совмещены
характеристики винтового компрессора и дизелей различного назначения. Вин-
товой компрессор выбран как один из лучших объемных компрессоров. Он
удовлетворяет требованиям, предъявляемым всеми рассматриваемыми дизелями
и обеспечивает к. п. д. компрессора 80% на номинальном режиме работы дви-
гателя. Некоторое падение к. п. д. при снижении давления наддува для судо-
вого дизеля не имеет существенного значения. Внешняя характеристика обыч-
ного транспортного дизеля проходит через зону величин к. п. д. от 80 до 75%.
Внешняя характеристика идеального транспортного двигателя проходит через
зону с величинами к. п. д. выше 80%. Здесь показан случай, когда компрессор
отвечает наиболее тяжелым требованиям. Можно было бы иметь характеристики,
более благоприятные для обычных требований, сместив максимум к. п. д. влево
вниз соответствующей настройкой компрессора.
Таким образом, винтовой компрессор в состоянии удовлетворить требованиям
двигателя любого назначения. Однако винтовые компрессоры сложны в произ-
водстве и, что самое главное, эти компрессоры не удобны для спаривания с газо-
вой турбиной, так как их частоты вращения существенно ниже частот вращения
газовых турбин.
На рис. 15, б совмещены характеристики дизеля и наиболее дешевого и удоб-
ного для работы с газовой турбиной центробежного компрессора с безлопаточным
диффузором.
Требования винтовой, внешней, а также нагрузочной характеристик удов-
летворяются этим компрессором, причем во всех случаях удается получить удов-
летворительный к. п. д. компрессора. Этот компрессор в принципе может удов-
летворять также и требованиям идеального транспортного двигателя. Правда,
в зоне низких частот вращения к. п. д. компрессора несколько падает, но до
п = 0,5 использование центробежного компрессора возможно, особенно если
сместить его характеристики влево, в сторону меньших расходов воздуха, не-
сколько снизив к. п. д. на номинальном режиме работы двигателя. Это часто
делают для улучшения формы кривой крутящего момента.
Некоторое усложнение компрессора имеет место при введении в его кон-
струкцию лопаточного диффузора. На рис. 15, в совмещены характеристики
центробежного компрессора с лопаточным диффузором и дизелей различного
назначения. Компрессор с лопаточным диффузором при степени повыше-
ния давления ^2 удовлетворяет требованиям почти всех рассматриваемых
дизелей.
Осевой компрессор, характеристика которого показана на рис. 15, г, для
малых расходов воздуха обычно не применяется. Он удовлетворяет требованиям
работы только по винтовой и нагрузочной характеристикам. Если сдвинуть
характеристику осевого компрессора вправо, то он мог бы идеально удовлетво-
рять требованиям судового двигателя.
Из приведенного анализа следует, что требованиям дизелей различного назна-
чения наиболее полно удовлетворяют объемный винтовой компрессор и центро-
бежный компрессор с безлопаточным диффузором. Достаточно универсальным
является также центробежный компрессор с лопаточным диффузором. В связи
с тем что объемный компрессор непригоден для работы с газовой турбиной, он
применяется сравнительно редко.
ТРЕБОВАНИЯ К ТУРБИНЕ
Основными показателями турбины являются к. п. д. и пропускная способ-
ность. К- п. д. правильно спрофилированной турбины обычно не ниже 0,75, если
по условиям компоновки не слишком заужены площади поперечного сечения
подводящих и отводящих газ каналов. При этом высокий к. п. д. имеют как осе-
вая, так и радиально-осевая турбины.
2 б. п. Байков 1 7
Для ТК судовых дизелей и дизель-генераторов турбина должна обеспечи-
вать высокий к. п. д. только в расчетной точке при номинальной частоте враще-
ния двигателя.
К дизель-генераторам предъявляется требование быстрого приема нагрузки
после холостого хода, что обеспечивается быстрым разгоном ротора ТК до но-
минальной частоты вращения. В связи с этим ротор ТК должен иметь небольшой
момент инерции. Это же требование предъявляется к ТК транспортного дви-
гателя.
Для транспортных двигателей желательно также обеспечить удовлетвори-
тельное протекание кривой крутящего момента, причем максимум крутящего
момента должен соответствовать 0,4—0,6 номинальной частоты вращения.
Такую кривую крутящего момента можно получить регулированием пропускной
способности турбины. Введение регулирования более просто осуществляется
в радиально-осевой турбине.
Глава II
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ И РЯДЫ ТК
6. ОБЗОР ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ И ИХ АНАЛИЗ
На начальной стадии развития ТК основной трудностью являлось обеспе-
чение работоспособности турбокомпрессора, поэтому стремились к созданию агре-
гатов с возможно меньшими окружными скоростями. Это приводило к созданию
многоступенчатых конструкций, которые были громоздкими, и поэтому очень
скоро все фирмы перешли к производству одноступенчатых компрессоров.
При лк 3,5 это положение не вызывает сомнений и сегодня. Для лк> 3,5
некоторые фирмы рассматривают вопрос о применении двухступенчатых компрес-
соров и в настоящее время. Это связано с тем, что создание одноступенчатого
ТК сяк^4 связано с необходимостью применения весьма прочных материалов
и трудностью обеспечения требуемого протекания характеристик компрессора.
Однако создание двигателей, рассчитанных на высокие рс, также является
исключительно трудной задачей, поэтому весьма вероятно, что одноступен-
чатый ТК сохранит господствующее положение в течение ближайших 15—20 лет.
В ТК применяются почти исключительно центробежные компрессоры.
Осевые компрессоры в настоящее время практически не применяются, так как
к. п. д. современных центробежных компрессоров достаточно высок, а простота
их конструкции имеет решающее значение.
Осевые и радиально-осевые турбины имеют широкое распространение.
Осевые турбины применяются, как правило, для дизелей больших и средних
мощностей, радиально-осевые — в основном для дизелей автотракторного назна-
чения.
Размеры ТК определяются главным образом расходом воздуха, т. е. мощ-
ностью двигателя. Существенное влияние на размеры ТК оказывает также его
конструктивная схема. Объем двигателя данной мощности определяется в первую
очередь частотой вращения коленчатого вала, давлением наддува и совершенством
конструкции, которая характеризуется плотностью компоновки. Таким образом,
двигатели одной и той же мощности могут существенно отличаться по габаритным
размерам и массе. Чем быстроходнее двигатель и чем совершеннее его конструк-
ция, тем относительно большие размеры имеет его агрегат наддува и тем выше
требования к компактности этого агрегата. Развитие дизелестроения идет в на-
правлении повышения быстроходности двигателей, поэтому требования к ком-
пактности ТК становятся все более жесткими.
Рассмотрим возможные схемы выполнения ТК- Конструктивная схема вы-
полнения ТК определяется взаимным расположением колес турбины и компрес-
сора и их подшипников. Возможны пять схем их взаимного расположения
(рис. 16).
Турбокомпрессоры по схеме, показанной на рис. 16, а, имеют наибольшие
габаритные размеры и массу, однако они имеют и наиболее удаленные от турбины
подшипники малого диаметра. Это определяет высокую надежность и относитель-
ную простоту создания таких ТК- По этой схеме выполнено большинство ТК,
которые создавались до 1960 г. Многие из них выпускаются и сейчас.
По схемам, представленным на рис. 16, б и в, выполняют, как правило,
ТК, встроенные в многоцилиндровые двигатели. Эти ТК получаются конструк-
тивно более сложными, так как имеют подшипники большего диаметра, большое
количество уплотнений, довольно сложные корпуса, а по массе и габаритным
размерам они практически равноценны ТК, схема которых приведена на рис. 16, а.
Схема ТК, показанная на рис. 16, г, конструктивно проста, обеспечивает воз-
2*
19
можность получения достаточно малых габаритных размеров и массы. В настоя-
щее время такие ТК получают все большее распространение. Такая схема господ-
ствует у ТК автотракторных двигателей и начинает получать распространение
в двигателях самых больших мощностей. Вновь разрабатываемые ТК, как пра-
вило, также выполняются по этой схеме. Она предъявляет высокие требования,
к конструкции, качеству изготовления подшипников и к балансировке ротора.
ТК по схеме, изображенной на рис. 16, д, имеют предельно простую кон-
струкцию, наименьшие габаритные размеры и массу, но они не получили рас-
пространения из-за трудности обеспечения надежной теплоизоляции компрес-
сора.
Таким образом, в настоящее время наибольшее распространение имеют
ТК, выполненные по схеме, показанной на рис. 16, а, для относительно тяжелых
Рис. 16. Схемы турбокомпрес-
соров
дизелей с большими ресурсами работы и по схеме, приведенной на рис. 16, а,
для всех остальных двигателей. Конструкция ТК с расположением подшипников
по концам ротора показана на рис. 17. Такие ТК выпускаются большинством
специализированных фирм, например «Броун Бовери» за рубежом и Пензенским
дизельным заводом в СССР. Эти ТК отличаются удобством в эксплуатации, высо-
кой надежностью и большими ресурсами. Они состоят из трех основных кор-
пусных деталей, разделительной стенки, ротора и подшипниковых узлов. Как
правило, они снабжаются глушителями всасывания или подводящим воздух
патрубком. В агрегатах крупных размеров корпус компрессора часто выпол-
няется из двух частей. Полости подшипниковых узлов развиты. Это обеспечивает
размещение достаточного количества масла в случае применения подшипников
качения с автономной системой смазки и надежную работу уплотнений.
Конструкция корпусных деталей оказывает решающее влияние на показа-
тели ТК. Вход воздуха в компрессор должен быть плавным, без резких поворотов,
с нарастанием скорости потока по мере его приближения к колесу компрессора.
Подводящий патрубок и глушитель не должны искажать поля скоростей воздуха
на входе, иначе к. п. д. компрессора будет снижаться и сузится диапазон его
устойчивой работы. Поддерживающие подшипник ребра должны быть доста-
точно удалены от колеса компрессора, а их выходная кромка не должна быть
чрезмерно толстой. Невыполнение этих рекомендаций может привести к воз-
никновению высокочастотного шума и поломке входных кромок лопаток колеса
компрессора от вибраций.
20
Рис. 17. Турбокомпрессор ТК-34
Существенное влияние на к. п. д. турбины оказывает осевая протяженность
каналов на входе в сопловой аппарат, особенно если здесь имеется поворот по-
тока на 90°. Поперечные сечения на выходе из колеса турбины также должны
быть достаточно развиты. Все это приводит к тому, что ТК с такой конструктив-
ной схемой получаются достаточно сложными, с большой массой и габаритными
размерами. Их широкое распространение объясняется лишь сравнительной лег-
костью создания, наличием большого опыта производства и эксплуатации.
Рис. 18. Турбокомпрессор ТК-18 конструкции ЦНИДИ
Конструкция ТК, показанная на рис. 18, достаточно проста. Он имеет отно-
сительно малые габаритные размеры и массу. Такие ТК выпускаются многими
специализированными фирмами и дизелестроительными заводами для собствен-
ных нужд. Обеспечение надежной работы подшипников и уплотнений таких
ТК является более сложной задачей и требует более высокой квалификации
конструкторов и технологов и применения более совершенного оборудования.
На рис. 19 и 20 приведены удельные массы и габаритные объемы ТК с осе-
вой турбиной, выполненных по двум наиболее распространенным конструктив-
ным схемам. Масса отнесена к производительности при лк = 2, зависимость
габаритного объема без глушителя на впуске воздуха в компрессор от производи-
тельности также дана при лк = 2. Верхние границы полей, показанные на
рис, 19, относятся к малорасходным ТК с чугунными корпусами, нижние гра-
ницы — к высокорасходным ТК с алюминиевыми корпусами.
22
Рис. 19. Удельная масса турбокомпрессоров двух конструк-
тивных схем
Рис 20. Габаритный объем турбокомпрессоров двух кон-
структивных схем
23
Схема ТК с консольными колесами имеет существенные преимущества как
по массе, так и по габаритным размерам. Объясняется это в основном двумя фак-
торами: более коротким ротором при расположении подшипников внутри и боль-
шим расходом воздуха через компрессор благодаря осевому входу и меньшему
диаметру ступицы колеса.
7. РЯДЫ ТК
Для современного машиностроения характерна высокая специализация
производства. ТК представляет собой агрегат, предъявляющий довольно высокие
требования к уровню производства (ротор, его балансировка, подшипниковые
узлы, уплотнения). Такое производство может быть рентабельно только при до-
статочной массовости. Поэтому ТК чаще всего производятся специализирован-
ными фирмами. Фирмы выпускают ряды ТК, построенные по принципу возмож-
Рис. 21. Турбокомпрессор ТКР-23
ности осуществления наддува любого существующего или вновь создаваемого
двигателя в определенном диапазоне мощностей.
Изменение наружного диаметра входа в компрессор DH и относительной ско-
рости воздуха на входе ст позволяет обеспечить компрессорам с одинаковым на-
ружным диаметром колеса в одних и тех же корпусных деталях работу с высоким
значением т]к в диапазоне расходов 3. Максимальным к. п. д. соответ-
Umin
ствует отношение расходов 1,6—'1,8. Изменение длины и углов установки сопло-
вых и рабочих лопаток турбины позволяет в одних и тех же корпусах изменять
пропускную способность турбины в 3—4 раза. Расход воздуха через компрессор
при прочих равных условиях пропорционален квадрату наружного диаметра его
колеса. Принимая отношение расходов воздуха соседних типоразмеров компрес-
24
Основные параметры турбокомпрессоров по ГОСТ 9658—66
Таблица 1
Основные параметры Типоразмеры
ДКР-7 ^ТКР-8,5 ТКР-11 | ТКР-14 ТКР-18 СО со ей Н 00 Н ТК-23 тк-зо ТК-38 ТК-50 ТК-64
Максимальная степень повышения давле- ния лк 1,9 2,5 3,5 2,5
Максимальная производительность ком- прессора (кг/с) при 1,5 — исполнение Н 2,5 —• исполнение С (для ТКР-7 и ТКР-8,5 при 71^= 1,9) 3,5 — исполнение В 0,135 0,118 0,235 0,31 0,42 0,64 0,71 1,08 1,2 1,19 1,8 2,1 1,86 2,9 3,5 0,85 1,3 1,45 1,32 2,2 2,5 2,3 3,7 4,3 4,2 6,1 7,2 7,2 10,8 10,8 18,0
Максимальная температура газов перед турбиной, °C 700 600
К. п. д. компрессора (не менее): с лопаточным диффузором с безлопаточным диффузором 0,68 0,70 0,75 0,72 0,76 0,72 0,78 0,74 0,76 0,72 0,78 0,74 0,75 0,80 I 0,76
К. п. д. турбины (не менее) 0,70 0,72 0,74 0,76 0,78 0,80
Масса, кг: из легкого сплава из чугуна 8 12 20 40 70 105 160 190 260 305 400 460 700 840 1600 1900 3000 3500
Примечание. Для турбокомпрессоров исполнения В (лк> 2,5) допускается снижение к. п. д. компрессора и турбины на 2% от величин, указанных в таблице.
соров равным 1,7, определяем знаменатель прогрессии ряда типоразмеров ТК:
k = К1,7^1,3. Ряды ТК большинства фирм имеют значения k в пределах
1,25—1,4. В СССР приняты следующие величины наружных диаметров колес
компрессоров ряда ТК: 70, 85, ПО, 140, 180, 230, 300, 385, 500 и 640 мм.
В СССР разработаны два ряда унифицированных ТК:
1) компактные ТК для наддува быстроходных дизелей с внутренним рас-
положением подшипников и радиально-осевой турбиной (ТКР-7, ТКР-8,5, ТКР-11,
ТКР-14, ТКР-18 и ТКР-23);
2) ТК для наддува тяжелых дизелей больших ресурсов работы с внешним
расположением подшипников и осевой турбиной (ТК-18, ТК-23, ТК-30, ТК-34,
ТК-38, ТК-50 и ТК-64). Параметры ТК приведены в табл. 1, а на рис. 17 и 21
показаны конструкции таких ТК-
Каждый типоразмер ТК должен допускать настройку компрессора на тре-
буемый режим работы во всем диапазоне расходов и давлений. По давлению над-
дува ТК разбиты на три группы: низкого, среднего и высокого давлений. Агре-
гаты, рассчитанные на различные давления, отличаются небольшим количеством
деталей, подавляющее большинство деталей унифицировано. Это обеспечивает
массовость производства.
Для точного согласования характеристик компрессора и турбины с характери-
стиками двигателя выпускают модификации проточной части турбины и компрес-
сора каждого типоразмера. Модификации получаются за счет различного сочета-
ния деталей, изготовляемых из базовых заготовок. Число модификаций должно
быть умеренным. В случае применения безлопаточного диффузора весь диапазон
расходов может быть перекрыт двумя-тремя модификациями компрессора. Однако
в связи с ростом давлений наддува требования к к. п. д. компрессора повышаются,
поэтому, как правило, применяются компрессоры с лопаточным диффузором.
Диапазон работы таких компрессоров достаточно узок: необходимо точно на-
строить их на требуемый режим работы, и тогда количество модификаций ком-
прессора значительно увеличивается (до 12—15).
Число модификаций турбины должно быть достаточно большим. Для обес-
печения требуемых параметров двигателя пропускная способность турбины |лГ
должна быть близка к оптимальному значению (допустимое отклонение 2—4%).
Для удовлетворения полного диапазона по |iF требуется 15—20 модификаций
турбины одного типоразмера. Наиболее дорогой частью турбины является рабо-
чее колесо, поэтому выгодно получение модификаций при неизменной заготовке
колеса турбины. Требуемый диапазон изменения достигается путем измене-
ния длины рабочих лопаток и угла установки сопловых лопаток.
В зависимости от числа цилиндров двигателя и способа использования энер-
гии отходящих газов требуются турбины с различным числом подводов газа,
поэтому выпускаются модификации корпусов с одним—четырьмя вводами.
Компрессоры выпускаются с одним и двумя выходными патрубками. Корпуса
ТК могут собираться в различных взаимных положениях. При массовом произ-
водстве специализированные фирмы, как правило, идут на выпуск ТК со спе-
циальными корпусами, создающими максимальные удобства при компоновке.
Это позволяет уменьшить габаритные размеры двигателей и снизить потери
в газовоздушном тракте.
ТК унифицированных рядов, особенно с подшипниками по концам ротора,
не позволяют получить оптимального решения при установке на двигателе, что
особенно сильно проявляется на быстроходных дизелях. При этом отчетливо
выявляются преимущества ТК с консольными колесами турбины и компрессора.
Для двигателей массового производства, по-видимому, целесообразно примене-
ние ТК со специальными корпусами и унифицированными лопаточными аппара-
тами, уплотнениями и подшипниками.
Глава III
РАСЧЕТ И ПРОФИЛИРОВАНИЕ КОМПРЕССОРА
8. К. П. Д. КОМПРЕССОРА
Совершенство проточной части компрессора определяется величиной к. п. д.
и пологостью характеристики и зависит от совершенства его элементов (рис. 22).
К. п. д. компрессора равен отношению адиабатной работы Як, потребной на
сжатие 1 кг воздуха, к фактически затраченной работе LK:
пк = Як/^к; (1)
/с 1 l \ р d у j к 1
4~ А^кин /1
п __ k
п— 1 k—\ R(TK — Ta) k — 1 Ппол!
где Hv — политропическая работа сжатия 1 кг воздуха; Та, Тк —температуры
на входе в компрессор и на выходе; са, ск — скорости на входе в компрессор
и на выходе из него»
Для воздуха обычно принимают k = 1,4 и 7? = 287 Дж/кг-К. Тогда Нк =
= 1005ТаДГк.
Величина к. п. д. компрессоров т]к, применяемых для наддува двигателей,
определяется по результатам испытаний их в соответствии с ГОСТ 10033—68.
На двигателях с наддувом обычно замеряют статическое давление на входе
воздуха в компрессор и за ним, поэтому принятая методика определения к. п. д.
компрессора по ГОСТ 10033—68 позволяет пользоваться при испытании ТК на
двигателе результатами стендовых испытаний компрессора без их перестройки.
Суммарные потери в компрессоре складываются из потерь во входном кор-
пусе Zlf в рабочем колесе Z2, в безлопаточном Z3 и в лопаточном Z4 диффузорах,
в улитке Z5.
Если положить Hv = kvHK, то уравнение (1) примет вид:
Як = 1 [(£0 _ 1) Нк + дякин Zi + Z2 + z3 4- + Z6]
или, обозначив 1 — 1/LK [(^— 1) Як + ДЯКПН] = т)о> получим
Нк = Но — Д111 — Лт)2 — Дт1з — Дгк — Аъ; Дт1; = Zi/LK. (3)
27
Величину т)0 можно выразить через безразмерные параметры компрессора
По = 1----=- [(*„ - 1) Як + ДЯКИН],
где //к, — коэффициенты напора компрессора, адиабатный и на валу;
LK = kvHK + ДЯкин + 2 Ti = Як/г)к- (4)
Рис. 22. Схема центробежного компрессора
Здесь и далее величины L, Н, АН и Z с чертой обозначают отношение этих
величин к «к/2, т. е.
ЯК = 2ЯК/И*,
где ик — окружная скорость колеса компрессора.
Величина коэффициента kv может быть определена по приближенной за-
висимости: kv 1 + 0,125 (1 — т]к) (лк — I)1/3. При ск — са величина
Д//кИН = 0, а при It — 0 kv = 1,0 и т]0 = 1,0.
Потери во входном корпусе Z± принято определять в долях от кинетической
энергии воздуха на входе в рабочее колесо, отнесенной к 1 кг воздуха,
С1 — ( С1 \2 Zi
21 = ?1-4- ИЛИ Z1 = £1 — 1 И Лг]1 = -=-,
z \ик / LK
(5)
28
где £i — коэффициент потерь во входном корпусе; — скорость воздуха на
входе в колесо. Для компрессора с осевым входом воздуха обычно^ = 0,054-0,1
и Zx = 0,0034-0,01. При радиально-осевом подводе воздуха = 0,14-0,2 и
Zi = 0,006-7-0,02. При указанных понижение к. п. д. компрессора Дт]х при
осевом входе равно 0,2—0,6%, при радиально-осевом 0,4—1,2%.
Потери в рабочем колесе компрессора Z2 также могут быть определены в до-
лях от величины кинетической энергии воздуха на входе в колесо:
w? _ / Wi \2 7
22 = 52“9-или Z2 = g2 — иДт]2 = -^-> (6)
1 \ «к / LK
где %2 — коэффициент потерь в колесе; и>х — относительная скорость воздуха
на входе в колесо; g2 существенно зависит от геометрических параметров рабо-
чего колеса, а также от окружной скорости на периферии колеса мк. Обычно
g2 = 0,14-0,2.
К. п. д. колеса т]2 и потери в нем Z2 определяют с помощью следующих
зависимостей:
й. , ; z2 = lk-//2 =
и2 — 1
ИЛИ _
7п — — — *
= z2 = £K-/f2,
где 7?2 — адиабатная работа сжатия 1 кг воздуха в колесе по параметрам тор-
можения; 02 — отношение температур торможения за колесом компрессора Т*2
и перед ним 7\.
Для большинства рабочих колес т]2 = 0,884-0,92, а в некоторых дости-
гает 0,95. Однако с увеличением лк до 2,5—3,5 т]2 уменьшается до 0,82—0,88
и, следовательно, если обычно понижение к. п. д. компрессора Дт]2 составляет
8—12%, то при высоких зтк оно увеличивается до 12—18%.
К. п. д. безлопаточного диффузора г]3 и потери в нем Z3 определяются по
уравнениям:
97 г2
Т1з = 1—2^4; z3 = g34’ w
4 — сз
ИЛИ
дЛз = у5-; 23 = 63(^-)2,
где с2, с3 — скорость воздуха на входе и выходе из лопаточного диффузора;
— коэффициент потерь в безлопаточном диффузоре.
К. п. д. безлопаточного диффузора т]3 = 0,64-0,8. Большие значения соот-
ветствуют ТК больших размеров, меньшие — малым ТК. Так как £3 = 0,154-
4-0,30, то при с2^ (0,854-0,9) ик понижение к. п. д. компрессора Дт]3 состав-
ляет 8—12%. При применении лопаточного диффузора £3 = 0,054-0,10 и Дт]3 =
= (24-4) %.
К. п. д. лопаточного диффузора г]4 и потери в нем Z4 определяются по ана-
логичным уравнениям:
2Z сз
= <9)
с3 — с4
29
или
z-=E.
где с4 — скорость воздуха на выходе из лопаточного диффузора; £4 — коэффи-
циент потерь в лопаточном диффузоре.
Обычно т]4 = 0,754-0,85 и g4 = 0,14-0,25, поэтому при D3!DK = 1,104-1,15 и
с3/ик = 0,754-0,82 Дт)4 = (4-^-8) %-
К- п. д. улитки т]5 и потери в ней Z5 могут быть определены с помощью сле-
дующих зависимостей:
2Z с4
= = 00)
6 4 ~ ск
ИЛИ
л Z — с4
дП5 = -р-; Z5 = £64,
ик
где ск — скорость воздуха на выходе улитки; g5 — коэффициент потерь в улитке.
К. п. д. улитки т]5 0,54-0,6, а = 0,24-0,4; поэтому при DJDK = 1,64-1,8
Дг]5 = (44-7) %. При лопаточном диффузоре Дт]5 — (24-3) %.
К. п. д. компрессора в целом для малых ТК с безлопаточным диффузором
Лк = 0,704-0,74, с лопаточным диффузором т]к = 0,744-0,78. Для крупных ТК
Лк = 0,784-0,84.
Для ^оценки влияния потерь в элементах ступени компрессора на коэффициент
напора Нк можно воспользоваться следующей зависимостью:
(2__________________ 2
Z1+Z3+Z4+Z5+^-£
тогда _
77к = н\-[zt + z3 + zt + z5 + (с2к -ё2)],
или
Нк = н2 + (ДЯ3 + + ЬНЪ -ZJ, (11)
где Я2, Н*2— коэффициенты статического и полного напора колеса; Д/Д- — при-
ращение коэффициента напора в i-м элементе.
Средние значения т]к и Нк компрессоров ТК приведены в табл. 2.
Таблица 2
Средние значения пк и Нк компрессоров ТК
D ,, мм к Безлопаточный диффузор Лопаточный диффузор
’’к
85—110 0,68 — 0,72 1,18—1,25 0,72 — 0,76 1,25—1,3
140-180 0.72 — 0,75 1,22—1,28 0,75-0,80 1,30-1,35
230 — 380 0,74 — 0,77 1,25—1,32 0,77-0,83 1,35—1,42
500 — 640 0,75 — 0,78 1,3—1,35 0,78 — 0,84 1,38-1 45
30
9. ВХОДНОЕ УСТРОЙСТВО
Входное устройство должно обеспечивать получение минимума гидравли-
ческих потерь при безотрывном течении воздуха, что достигается плавным изме-
нением площади поперечных сечений и кривизны стенок канала. Плохая орга-
низация течения воздуха на входе неблагоприятно сказывается на процессе
сжатия воздуха в рабочем колесе, поэтому входное устройство существенно влияет
на т]к и //к. Это влияние увеличивается при высоких лк. Должен быть также
обеспечен вход воздуха на лопатки вращающегося направляющего аппарата
(ВНА) с оптимальным углом атаки по всей высоте лопатки.
Применяются в основном три типа входных устройств: осевое, радиально-
осевое и коленообразное. Равномерное распределение скоростей дает осевой
вход, обычно применяемый при консольном расположении колеса. ТК с располо-
жением подшипников по концам ротора имеют радиально-осевой вход в ком-
прессор, который создает неравномерность поля скоростей и давлений перед
колесом и как следствие — большие гидравлические потери. Поэтому профили-
рование входного устройства в таких ТК должно производиться с учетом изме-
нения скорости входа по радиусу.
Существенно влияние расположения и формы ребер входных устройств.
Ребра не должны близко подходить к входным кромкам лопаток колеса. Расстоя-
ние между ними должно быть не менее (0,2-5-0,3) DK, а толщина ребер должна
быть не более (0,03-г-0,05) DK. Удаление ребер уменьшает возмущение потока
на входе в колесо. В результате улучшаются показатели эффективности компрес-
сора, уменьшается шум, особенно высокочастотный, снижается вероятность по-
ломок из-за вибрации.
Коленообразные входные патрубки применяются в том случае, когда по
условиям компоновки двигателя подвод воздуха необходимо произвести сбоку
перпендикулярно оси ротора. Обычно потери в таких патрубках несколько
больше, чем в радиально-осевых.
При применении перед входным устройством компрессора глушителя шума,
воздушного фильтра или всасывающего трубопровода давление и температура
воздуха перед компрессором равны
Ра — Ро &Ра> ?а = Tq---------т-----, (12)
где Дра — падение давления в фильтре или глушителе шума; са — скорость
воздуха на входе в компрессор.
Эффективность входного устройства определяется коэффициентом сопро-
тивления Ejp представляющим собой отношение потерь полного давления к кине-
тической энергии воздуха на входе в колесо:
с. 2Zl е. п Ра Р\
£1 = —Л или ^1 = 2----------к—
С1 РЛ
Для оценки потерь во входном устройстве пользуются также коэффициентом
сохранения полного давления [1], равным отношению полного давления рх
перед колесом к полному давлению на входе р*;
Р\ G
О1 = — или ох = 1 — т ; А,! = —1—
ра /? ! i а1кр

Для выполненных конструкций (Ух= 0,975-5-0,995. Коэффициент практи-
чески не зависит от что упрощает пользование им. Коэффициент зависит
от отношения площадей поперечных сечений на входе входного устройства и
31
на входе в колесо, а также от длины и формы канала. Чем больше конфузорность
и меньше кривизна стенок каналов, тем меньше потери.
На рис. 23 приведено распределение по радиусу скоростей воздуха перед
колесом компрессора ТК-23 с хорошо спрофилированным радиально-осевым
Рис. 23. Зависимость отношения скоростей ст1ст^ от r(D0 =
= 78 мм);---------расчетная, О — по опытным данным,---------не-
обходимая для безударного входа (Г = 0)
входом: при безударном натекании, расчетное и фактическое. Изменение отно-
сительной скорости Сщ/стьр по радиусу г незначительно и мало отличается от
расчетного и при безударном входе воздуха в колесо. Возможность обеспечить
требуемое распределение скоростей на входе в колесо зависит прежде всего от
осевой длины входного устройства,
которую сокращают для уменьше-
ния габаритов ТК.
На рис. 24 показано влияние
формы каналов входного устрой-
ства на характеристику компрес-
сора ТК-23. Видны преимущества
Рис. 25. Влияние на к. п. д. компрес-
сора диаметра колеса на входе при
радиально-осевом подводе воздуха
(Do= 78 мм, = 0,25): 1 - DR =
= 230 мм и 01Л=31°ЗО', 2 — DK =>
= 245 мм и Р1л = 39°
Рис. 24. Влияние формы каналов входного
устройства при £>н = 150 мм, DR = 240 мм
и Вк = 0,3: О-----О — при осевом подводе
воздуха (£>о = 78 мм), А--------А при ра-
диально-осевом (Do = 78 мм),----при
осевом подводе (Do = 50 мм)
осевого подвода воздуха в колесо. Здесь же показано влияние диаметра ступицы
колеса Do. При осевом подводе воздуха уменьшение DQ приводит к увеличению
к. п. д. компрессора и пологости его характеристики.
В ТК для наддува дизелей закрутка потока на входе воздуха в компрессор
обычно отсутствует, т. е. = 90° и = ст. Поэтому скорость воздуха перед
колесом определяется из условия
Cl =
где ст — коэффициент расхода компрессора (обычно ст = 0,20-г- 0,35); ак —
окружная скорость на диаметре DK.
32
Давление, температура и плотность воздуха перед колесом:
2 2
/ Тл \п-Уп „ „ с1~ п.
Р1 = Ра(у) \ Т1~~Та т------------; Pi =-' ~пТ.> (13)
\2а/ 2———7? i
где п = 1,35-т-1,39 — показатель политропы во входном устройстве.
Площадь поперечного сечения на входе в колесо
Л = —
РЛ
Наружный и внутренний диаметры входа в колесо:
D
н
4-^о2;
Ян + ^О
2
(И)
Для ряда ТК принимают: £>0 = (0,25-н0,35) DK; DH = (0,58-7-0,70) Z)K;
для ряда ТКР: Do = (0,22-4-0,30) £)к, Ьн = (0,55н-0,70) DK.
На рис. 25 показано влияние диаметра DH при радиально-осевом подводе
воздуха на величину максимального к.
мальные значения отношения Dn/DK =
= 0,58-^0,65 [2]. При увеличении
Вк до 0,3 зона оптимальных значений
Пн/Ьк расширяется до 0,58—0,70.
10. РАБОЧЕЕ КОЛЕСО
Совершенство рабочего колеса
характеризуется величинами к. п. д. т]2
и коэффициента напора Н2 (или //*)
и пологостью зависимостей этих вели-
чин от ст.
К- п. д. и коэффициент напора
колеса определяются по уравнениям:
н2
П2 = ^;
ьк
_ 2010Т 1)
Н. - а 2 ’ •
п. д. компрессора. При Вк = 0,25 опти-
Рис. 26. К. п. д. колеса: при =
= 0,6 (а), при = 0,6 и 1,0 (б):
4
2010т*
"2==----------—
На рис. 26 приведена зависи- 1 — ai/G = 0,53; 2 — ajtt = 0,6, з —
мость т]2 компрессора ТК-23 при = 0,68
окружных скоростях ик = 0,6-т-1,0 и
отношении = 0,53; 0,60 и 0,68 от ст. Максимальные к. п. д. рабо-
чего колеса составляют 0,85—0,93, причём большие к. п. д. получены
при меньших ик. Максимальный к. п. д. колеса достигает 0,94—0,95 в ко-
лесах с загнутыми назад лопатками [54]. Поэтому для колес с радиальными
лопатками максимальные к. п. д. колеса ц2 = 0,90-н0,93 можно считать доста-
точно высокими. При увеличении окружной скорости до ик — 1,0-н 1,2 (лк =
= 2,2-4-2,5) максимальные к. п. д. колеса уменьшаются, а зависимость т]2 от
3 Б. П. Байков
33
ст становится значительно круче. Существенное уменьшение к. п. д. колеса
наблюдается при лк = 3,04-3,5, а характеристика компрессора при этом ста-
новится еще круче. Поэтому одной из основных задач при создании компрессо-
ров на высокие давления наддува является повышение к. п. д. колеса до уровня
0,90—0,92 при высоких ик.
Величина окружной скорости колеса определяется из уравнения
или __________
где а — коэффициент трения диска колеса; а1кр — критическая скорость звука.
Коэффициент р, для полуоткрытых йолес компрессора с радиальными ло-
патками достаточно точно определяется по формуле П. К« Казанджана [64]
И = 2 л 1 ’ (16)
+ 3 гк
где zK — число лопаток.
Обычно при zK — 124-23 и = 0,84-0,9 а= 0,044-0,08.
УГОЛ НА ВХОДЕ И ЧИСЛО ЛОПАТОК
Угол лопатки на входе в колесо Р1Л выбирается в соответствии с направле-
нием относительной скорости воздуха на входе Wj_ и угла атаки i:
Р1л = Pi + * или Р1л = Р1 + *' ’ О?)
Ci , Cj , C-t 6iZK
Pj^arctg — ; p1==arctg—; ; r, = 1----:>
1 Ur 1 Ur 1 Tjl 1 SIH Р1л^1
где Pi, c{ — угол и скорость воздуха на входе в колесо с учетом стеснения;
тх — коэффициент стеснения; 6Х, zK — толщина и число лопаток колеса.
Угол атаки Г выбирается [2] в пределах 2—5° при ст = 0,254-0,30 и 4—
10° при ст — 0,304-0,35.
На рис. 27, а приведена опытная зависимость к. п. д. компрессора ТК-23
с радиально-осевым подводом воздуха при лк = 1,54-2,0 от угла р1л. Максимум
к. п. д. компрессора соответствует Р1л = 304-35° или ст = 0,254-0,3. При
дальнейшем увеличении угла к. п. д. компрессора уменьшается. Это объясняется
тем, что компрессор ТК-23 имел малую осевую длину Вк = 60 мм (Вк = 0,25)-
При увеличении осевой длины колеса до 73 мм (Вк = 0,3) максимум к. п. д. ком-
прессора смещается в область ст = 0,34-0,35.
На рис. 27, б приведены характеристики компрессора ТКР-14 с осевым под-
водом воздуха для трех вариантов колес: Р1Л = 22°, 31° и 40° при Вк = 0,3.
При увеличении р1л существенно увеличивается пологость характеристики ком-
прессора практически без уменьшения максимального к. п. д. Соответствующий
максимуму к. п. д. расход воздуха зависит как от угла (31л, так и от формы
лопаток колеса на входном участке. Поэтому при проектировании колеса следует
пользоваться зависимостью между углом потока и отношением ajti
Рх = arc sin (т1 , (18)
\ H /
34
Ш1Р1
где тг = —------коэффициент; pi — относительная скорость и плотность
^iPi
воздуха в горловинах канала колеса.
На расчетном режиме работы компрессора т1= 0,94-1,0. На рис. 28 при-
ведена зависимость числа л1а> от величины коэффициента mlt соответствующая
Рис. 27. Влияние угла лопатки 01л: а — на
к. п. д. компрессора:
(---------ТК-23 с радиально-осевым входом;
-------ТКР-14 с осевым входом); б — на ха-
рактеристику компрессора ТКР-14 ( —•-----Р1Л=
= 22°,-----------|31л - 31°,--------р1л = 40°)
Рис. 28. Зависимость числа от
при £>н = 160 мм, DK = 240 мм
и Ь2 = 17,5 мм, соответствующего-
помпажу (/ — a-Jtx = 0,6) и запи-
ранию потока (2 — fli/G = 0,53;
3 _ a1/t1 = 0,6; 4 — = 0,68}
Пологость характеристики компрессора зависит прежде всего от отношения
максимального расхода воздуха, соответствующего запиранию (л:к=1,0),
к минимальному, соответствующему появлению помпажа. С увеличением
рабочий диапазон компрессора сужается, его характеристика становится круче
и обычно при %lw = 0,954-1,15 линии помпажа и запирания сходятся 1,55].
Поэтому величина ограничена, т. е. Л1да 0,854-0,95 [2, 62]. Так как макси-
мальное значение Х1а, соответствует периферийному сечению, то при расчете
компрессора необходима его проверка
Хнпу = —---н ----', (20)
1Аттет:
где
* с\ D
Т1 = Т0’ а’н=7шв_; рн = arctg 7Г’
мп рн ик
₽н, ^'н — угол и скорость потока на диаметре Z)H<
3*
35
к. п. д. компрессора и пологость его характеристики существенно зависят
от числа и формы лопаток колеса. Оптимальное число лопаток при осевой длине
колеса Вк = 0,25ч-0,35 равно zK = 12ч-23. Большее число лопаток применяется
в крупных ТК, меньшее — в малых. Для увеличения пологости характеристики,
Рис. 29. Изменение характеристики компрессора ТКР-11 при
подрезке лопаток колеса через одну = 10 мм):
-------------- до подрезки; -------- после подрезки ,
особенно для малых колес, часто делают подрезку лопаток колеса на входе через
одну на длине ДВК = (0,06ч-0,10) £>к. На рис. 29 показано изменение характе-
ристики компрессора ТКР-И при подрезке лопаток колеса на входе через одну.
Аналогичные результаты получены и на других компрессорах [58, 71]. Техно-
логически изготовление таких колес более сложно.
ОСЕВАЯ ДЛИНА КОЛЕСА И ШИРИНА
НА ВЫХОДЕ
Осевая длина колеса связана в первую очередь с типом ТК и величиной ст.
В ТК с подшипниками по концам ротора с целью уменьшения расстояния между
опорами осевую длину колеса Вк стремятся сделать возможно меньшей. Это
позволяет уменьшить критическую частоту вращения ротора и несколько умень-
шить габаритную длину ТК. Обычно у таких ТК Вк = 0,25ч-0,30.
У ТК с консольным расположением колес ограничение осевой длины колеса
определяется стремлением уменьшить его вес и увеличить критическую частоту
вращения ротора. Обычно у этих ТК Вк = 0,26ч-0,34. На рис. 30 показано влия-
ние осевой длины колеса компрессора ТКР-14 при Р1Л = 35° на к. п. д. и коэффи-
циент напора Нк. Максимум к. п. д. и Нк шести испытанных колес (Вк = 32,
37, 42, 50, 60 и 70 мм) соответствует Вк = 0,35. Однако обычно Вк делают не-
сколько меньшей.
36
Рис. 30. Влияние осевой длины колеса на Г|к и Н*
компрессора ТКР-14 при иПр об/мин: 1 — 30 000,
2 — 35 000, 3 — 40 000, 4 — 45 000
Рис. 31. Влияние ширины колеса на выходе на ха-
рактеристику компрессора ТК-23 (а) при Ь2 (мм):
1 — 8,5; 2 — 11,5; 3 — 14,5; 4 — 17,5 и относитель-
ного зазора 6 на т)к (б): 1 — ТКР-Н; 2 — ТК-23
Определенное влияние на характеристику компрессора имеет ширина ко-
леса на выходе Ь2 [19], которая зависит от плотности и скорости воздуха:
2
= + <21>
/ Т, \п/л-1 п k
’ 7=Т~Т=Тг,кол:
с2и = Н“к; С2г^ (°>9 1.!) с1> с2 = Ус2и + clr>

62 = ~ТГ---> а2 = arctg.
Л^кР2С2Г C2U
На рис. 31, а приведена характеристика компрессора ТК-23 с безлопаточным
диффузором с Ь2 = 8,5; 11,5; 14,5; 17,5 мм. С уменьшением Ь2 и соответственно
Ь3 характеристика компрессора смещается в зону меньших ст- Поданным [2]„
оптимальные значения сс2 — 15ч-25°.
Влияние зазора между лопатками колеса и стенкой корпуса компрессора
показано на рис. 31, б. При уменьшении относительного зазора 6 =-т—при
b2 = const к. п. д. компрессора растет. Однако при 6 0,05 к. п. д. компрессора
уменьшается.
ПРОФИЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
В МЕРИДИОНАЛЬНОЙ плоскости
И ЦИЛИНДРИЧЕСКОМ СЕЧЕНИИ
При проектировании проточной части рабочего колеса стремятся обеспечить
равномерные поля скоростей и давлений в меридиональной плоскости во всех
сечениях канала и плавное изменение скоростей и давлений воздуха в любой
элементарной струйке вдоль канала. Это возможно [24, 25, 56], если восполь-
зоваться уравнениями
dw / sin2 В cos2 В \ п о
------w / г--------------— cos у ) = 2со cos р cos у;
0ft \ Rm г /
ctgP = (XxCtg^ + -A-(l-ll,;);dV = E3^-;
г -4- с I
ctg Рл = Ctg Рц.л cos у; ctg ₽ц.л = Ап гп-1
- Ан ”Г С )
(22)
и задаться вдоль средней линии плавной зависимостью b (m) = dw/dn. Тогда
уравнения (22) могут быть приведены к виду
Ъ = [6 (/и) + ctg2 ₽ “ 2“ ctg dz' (23)
где dy — приращение угла у на участке dz\ RH — радиус, на котором задана
парабола цилиндрического сечения лопатки; ft, z — показатель степени и рас-
стояние от вершины параболы; Rm — радиус кривизны средней линии в мери-
диональном сечении; рц.л, Рл — угол лопатки в цилиндрическом и любом сече-
ниях; с — среднее смещение центров фрезерования образующих лопаток от оси
колеса.
Так как уравнение (23) не имеет общего решения в квадратурах, расчет
средней линии производится методом последовательных приближений. Опре-
деляются основные геометрические размеры и параметры потока на входе и вы-
ходе из колеса, а затем на каждом участке Az, начиная от сечения 1—1 и задав
шись значениями g*, гср и уср, находим приращение угла Ау на этом участке по
38
уравнению (23). После этого можно уточнить принятое значение угла уср и затем
найти на этом участке приращение радиуса Дг и величины •
Ar = Aztg?cP; rt = rt.t + Ьг, Гср = Г;-! + 4^ ;
I Л , Д?
V/ = Y1-1 + Ду; Yep = YZ-! + -у- •
В случае расхождения с принятыми в начале расчета значениями г и уСр
расчет повторяется до их совпадения. Естественно, уравнения (22), (23) проще
решать на ЭВМ.
Рис. 32. Характеристики компрессоров: а — ТКР-14 с колесом (£?к = 42 мм и Р1л =
= 35°), имеющим загнутые назад лопатки (------) и радиальные лопатки (-------);
б — ТК-23 с колесом с безотрывным течением
Внутренний п наружный контуры колеса компрессора представляют собой
огибающие окружностей диаметром
d
2 ЯГх^хст^т
где ст, рт — скорость и плотность воздуха на средней линии; тх — коэффициент
загромождения на радиусе гх, гх — расстояние до центра окружностей.
Профилирование колеса в цилиндрическом сечении осуществляется таким
образом, чтобы прежде всего обеспечить плавное изменение кривизны межлопа-
точного канала и приемлемую величину угла его раскрытия v, определяемого по
, х v ак — а,
формуле: tg " ’ где 0,1 и — поперечные размеры в начале и конце
~ / nDx . о \ .
канала для данного цилиндрического сечения на диаметре D ( а =-sin рл );
\ ^к /
I — длина канала. Рекомендуется принимать v^8-F10° [58]. Эксперименталь-
ные исследования [64] показали, что снижение угла v положительно влияет на
работу колеса. Очевидно, что наибольший угол раскрытия канала соответствует
цилиндрическому сечению на Dlt где имеется наименьший угол (31л. Уменьше-
ние угла v достигается применением рабочих колес с большими значениями ст
или путем увеличения осевой протяженности колеса.
Стремление повысить к. п. д. компрессора приводит к необходимости ис-
следовать и оценить возможность применения компрессора с колесом, имеющим
загнутые назад лопатки, а также с колесом закрытого типа. На рис. 32, а при-
39
ведена характеристика компрессора ТКР-14 с колесом, имеющим загнутые назад
лопатки (Р2 60°), и для сравнения пунктирными линиями показана харак-
теристика того же компрессора с радиальными лопатками. Величина к. п. д.
компрессора при этом возросла на» 2—3%, однако значительно уменьшилась
напорность колеса. По этой причине, а также в связи с усложнением техноло-
гии изготовления такие колеса в ТК пока не нашли применения.
Как известно, в выходной части колеса с загнутыми назад лопатками, с ради-
альными и тем более с загнутыми вперед лопатками имеется даже при работе
на расчетном режиме зона срыва потока, достигающая примерно 20% у колес
с загнутыми назад лопатками и 30% у колес с радиальными лопатками [62„
71 ]. Для устранения этого явления необходимо выходную часть лопаток колеса
загнуть назад так, чтобы на участке от гх до г2 величина радиуса кривизны ло-
паток 7?д постепенно, но быстро уменьшалась до 7?д — (0,34-0,4) г2 —рис.32,6.
Такая форма выходной части лопаток позволяет выравнить нагрузку по длине
лопатки [45, 73] и получить практически безотрывное течение потока на выходе
из колеса и обеспечить уменьшение потерь или повышение к. п. д. колеса и
диффузора, а также снижение уровня шума по сравнению с рабочими колесами,
имеющими как радиальные лопатки, так и загнутые назад с постоянной или
мало изменяющейся величиной 7?д.
Величина радиуса Т?2Д в колесе с безотрывным течением на выходе может
* Эр Л
быть определена из условия = 0 при г = г2 с помощью уравнения
2 sin Р2 — [с2г Н-— cos р2
\ ds /
где Т?2Д — отношение радиуса кривизны лопатки Т?2Д к г2; с2Г, w — отношение
с2Г и w к цк; s = s/r2 — относительная длина пути, пройденная потоком воз-
духа.
Обычно с2Г — (0,94-1,1)сщ. Радиус кривизны лопатки можно определить
и по упрощенной зависимости
^2Д = & sin В ’ k2 — 2 — [ст + —— jctg р21,5 4- 1,8.
«2 Ь1П г2 \ ds /
На рис. 32, б приведены результаты испытания колеса с безотрывным тече-
нием. К- п. д. компрессора увеличился на 3—4%, а коэффициент напора, есте-
ственно, снизился на 12—15%.
Влияние небольшого загиба выходных кромок лопаток колеса на к. п. д.
компрессора исследовано на колесе с радиальными лопатками, передние стенки
кромок которых были запилены назад по радиусу. Толщина лопатки на выходе
до скругления равна 2 мм, а после скругления 0,5 мм. Радиус скругления равен
15 мм. Результаты испытаний показали, что при всех окружных скоростях по-
вышение к. п. д. составляет примерно 0,5—1,0% при уменьшении напора на
Повышение к. п. д. компрессора возможно также за счет применения колес
закрытого типа. Результаты испытаний таких колес в ЦНИДИ показали,что
применение закрытых колес в компрессорах типоразмера ТКР-14 позволяет
повысить к. п. д. на 3—4%, в компрессорах типоразмера ТК-30 — на 2—3%.
II. ДИФФУЗОР
В турбокомпрессорах применяются безлопаточные и лопаточные диффу-
зоры. К. п. д. безлопаточного диффузора не превышает 0,6—0,8. Это объяс-
няется потерями на трение из-за большой длины траектории движения воздуха.
В выполненных конструкциях компрессоров отношение наружного диаметра
безлопаточного диффузора к диаметру колеса составляет 1,6—1,8. Применение
40
лопаточного диффузора позволяет повысить к. п. д. и коэффициент напора ком-
прессора за счет увеличения степени преобразования кинетической энергии
в давление на 5—6%. В то же время лопаточный диффузор имеет более крутые
характеристики. Выбор типа диффузора определяется требованиями к величине
к. п. д. компрессора и пологости характеристики.
БЕЗЛ0ПАТ0ЧНЫЙ ДИФФУЗОР
Повышение статического давления в безлопаточном диффузоре зависит от
разности кинетической энергии потока на входе и выходе и от потерь в нем:
или
Д/7з — “2 (с2 — с2 — ^з)
Скорость с3 определяется следующим образом [55]:
сз — + С3г>
где гза = с2а^(1-|^) или Сз„«С2и-§Ч
с _с Ь^_. р3 Г , 0,2И-М|)-]2-5
зг“ 2Г &3D3p3 ’ р2 11 1+0.2М,
(24)
Обычно принимают b3lb2 — 0,84- 1,0, а отношение р3/р2 = 1,14-1,3. По-
этому произведение 62р2/(63рз) можно принимать приблизительно равным 1,0.
Кроме того, в большинстве случаев сзи значительно больше с^г поэтому с до-
статочной степенью точности можно считать [62]:
сз с2 7^- или (<=4 -^2 , (25)
U3 \ С2 / Гд
где г3 = г3/г2 — относительный радиус выхода из безлопаточного диффузора.
Потери трения в безлопаточном диффузоре
7 -
J 4 2 F dX’
Г2
где А, — коэффициент трения; Р, F — периметр и площадь поперечного сече-
ния канала. _
При P/F — 4/dr = 2/6; dx = dr/sin а; с = с2/г.
с2 С %
у ___ Z I /V
2^2 dr
b sin а г2
или
f A DK dr
J 4 b sin а 72
где г = r/r2 — относительный радиус; dv — гидравлический диаметр.
И
Для анализа работы диффузора можно принять b sin а = const, тогда
Гз
+ DK (* % dr
^3 ~ b2 sin а2 J Т 7 ’ ( )
г*
Если принять X = const, то уравнение (26) примет вид
WK С _ f dr _ Л_________________Ц
ёз " 462 sin a? J 1 J 1 \ rj’
Гг Г2
Тогда
Язд = 1- -=т— kjl—J-V (27)
г3 \ г3)
JHa рис. 33 приведена зависимость Язд от отношения диаметров D3/DK =
= D3 при разных %. Если продифференцировать Язд по г и приравнять первую
Рис. 33. Зависимость коэффициента
напора Нзд и к- п- « ’’з безлопа-
производную нулю, то можно определить г3
по максимальному Язд
</Я8Д 2 kl Л 2
dr3 гз -^-==0> г3 Т’ е* Гз “ kr
Линия А (рис. 33) проходит через ма-
ксимальные значения Язд при b2/DK = 0,05;
sin а2 = 0,3. Увеличение D3 до значений
D3max, соответствующих максимальным ве-
личинам Яздтах, приведет к незначитель-
ному увеличению Язд. Поэтому с целью
уменьшения габаритов компрессора выби-
рают D3 меньше £>зтах. Линия Б проходит
через точки, соответствующие Язд —
= 0,9 /7зДшах*
К. п. д. безлопаточного диффузора опре-
деляется по уравнению
(28)
точного диффузора от D3 = d3/dk На рИС> 33 приведены также вели-
чины к. п. д. безлопаточного диффузора,
определенные по уравнению (28) при различных значениях %. Так как X за-
висит прежде всего от размеров диффузора, то для малых ТК предельные
значения D3 будут меньше, чем для крупных. В последних возможно приме-
нение безлопаточных диффузоров с D3 — 2,0 и более. Обычно для компрессоров
крупных ТК X = 0,0154-0,030. для малых Х= 0,0254-0,040. В малых ТК при-
менение больших Р3 ограничено их эффективностью, в крупных ТК применение
больших D3 также нецелесообразно, так как возможно использование более
компактных лопаточных диффузоров.
Обычно Л не является постоянной величиной. На рис. 34 приведены зави-
симости 1 от D3 по данным [55] — кривая 4 — и полученная по результатам
испытаний турбокомпрессора ТКР-11 в НАМИ (кривая 1 при ст = 0,2 и 2 при
42
ст = 0,4). При X = c/(r — а), где a = 0,85, c = 0,018 (кривая 3) уравнение (26)
после интегрирования будет иметь вид
или
1з
b2 . 4a2
-77- sin a2
^2
/1 4 11 1 r~a 1 r
(1 — a) + In --------In ----
1 —a r r — a
(29)
g3 = 0,417 2,05
r — 0,85
--------=-------In
r
r
r—0,85
На рис. 33 штриховыми линиями показаны зависимости Язд и г]3 от D3,
полученные расчетом по уравнениям (28), (29). В этом случае характер изменения
Рис. 35. Безразмерные характе-
ристики компрессора ТК.Р-14
с лопаточными диффузорами,
имеющими:
--------А 7? = 5 мм,---
АТ? — 15 мм; —---------АТ? =
= 25 мм; — ----с безлопа-
точным диффузором
Рис. 34. Зависимость коэффициента тре-
ния Л и коэффициентов £3, а3 и Пз при
Х3 = 0,8 от £>3
Язд и Лз отличается от вида этих зависи-
мостей при X = const. На рис. 34 приведены
также результаты испытаний компрессора
ТК-23, из которых видно; что £3 и а3 существенно изменяются при увели-
чении D3.
Параметры воздуха на
выходе из безлопаточного диффузора следующие:
т3 = т2 4
г2 —г2
с2 — с3
h
2T=TR
Рз — Р2
(30)
__ Рз . П k
Рз~ RT3’ п — 1 ~ й —1 П3,
На рис. 35 приведены результаты испытаний компрессора ТКР-14 с тремя
вариантами лопаточного диффузора с треугольными лопатками, имеющими при
DK = 140 мм и D4 = 240 мм радиальную протяженность безлопаточной части
диффузора А/? = 5; 15 и 25 мм (D3/DK = 1,07; 1,21 и 1,36). Все три диффузора
имели примерно одинаковые углы раскрытия эквивалентного конического диф-
43
фузора, площади на входе /д и выходе /4Д при разном числе лопаток (25, 31 и
37). Максимальные значения т]к и Нк практически одинаковы, а пологость ха-
рактеристики при увеличении D3/DK возросла. При этом снижается, конечно,
уровень шума компрессора.
ЛОПАТОЧНЫЙ ДИФФУЗОР
Преобразование кинетической энергии воздуха
диффузоре описывается уравнением
в давление в лопаточном
дя4 = ^-(С1-С|-г4)
или
Отношение скоростей воздуха на выходе и входе лопаточного диффузора
следующее:
^4- = А. -Рз = J- . (31)
г3 м р4 /р4
Без учета потерь:
1 \12>5
о!
Так как обычно при наличии лопаточного диффузора число А43 = 0,54-0,9
и / = 1,74-2,5, то без учета потерь р^ = 1,054-1,25. С учетом потерь величина
р4 будет несколько меньше, следовательно,
/ с4 \2 _
\ сз / f2
где kp = 0,74-0,9 — коэффициент, учитывающий относительное изменение плот-
ности воздуха в лопаточном диффузоре.
Потери трения в лопаточном диффузоре [58]
г2
7 — ? _1. .
g ’
/ 1 \2
у) ^’254+
с = 6-=-8; 6 = 2 arctg .J^3— =
К.-т/д
= 2 arctg •
гл /д
(32)
44
Обычно = 0,154-0,35 и задается на основании экспериментальных дан-
ных или может быть вычислено приближенно.
Коэффициент напора и к. п. д. лопаточного диффузора:
= 1—Я4°д-^;
(33)
,,-----^-42-----J _ _d=4_
14“ ЯА
f2
(34)
Лопатки диффузора обычно профилируются в виде дуг окружности по сред-
ней линии. Радиусы дуги и окружности центров лопаток [58, 64]:
2 ____ г2
П _ ____________'4 -3__________ .
2 (г4 cos а4Л — ra cos азл) ’
/?Ц= V R2 + Rl-2RR3cosa3n
Длина каналов лопаточного диффузора:
I =
д 2 sin аср ’
„ аЗЛ + а4Л
“ср------2----
Обычно
1
sm азл — — sm а3;
тз
<х4л — азл + (12 ч- 18°):
sin а4 =
sin а4Л
ka
Угол
раскрытия эквивалентного конического диффузора
6 = 2arctg]/
f — 1
p4/b3-l2sin“cp-
(35).
где
/4 _ О464 к sin а4 .
7 /з Dsb3 т sin а3 ’
— т4^0С»
и выходе диффузора (т3 —
учитывающий наличие следа
коэффициент, учитывающий отставание потока; по опытным
т3, т4 — коэффициенты загромождения на входе
= 0,84-0,9; т4 = 0,864-0,94); kx — коэффициент,
за лопатками; ka— 1 :: . ..
данным [54], ka== 1,054-1,07.
Полагая в формуле (32) величины с, / и % постоянными, находим оптималь-
ные значения б [58]
бопт
f+1 V/9
f-1
При % = 0,0154-0,045 6onT ~~~ 64-12°. _
На рис. 36 показана зависимость rj4, Я4Д и ?4 от отношения DJD3. При
% = const и при наиболее часто применяемом угле раскрытия эквивалентного
диффузора коэффициент напора диффузора Язд увеличивается до DJD3 —
= 1,34-1,4. Этим значениям DjD3 и 6 = 64-8° соответствуют величины диффу-
45
Рис. 36. Зависимость к. п. д. т)4, коэффициен-
тов напора /74Д и коэффициента сопротивле-
ния £4 лопаточного диффузора от
Рис. 37. Зависимость коэффициента скорости Х3,
соответствующего линиям помпажа и запирания
(штриховые линии) и £3 компрессора ТК-23: а —
== 0,385, б — а3Дз == 0,526
зоркости f= 2,54-3,5. Дальнейшее увеличение диффузорности нецелесообразно.
Обычно f— 1,74-2,5.
Суммарная площадь горловин диффузора на выходе должна быть равна
расчетной, определенной из условий:
ZZ ZZ
; т сзрз ,
Рз^З^З 3 fgp3
где /и3 — коэффициент, учитывающий изменение скорости и плотности воздуха
в косом срезе каналов диффузора;
с3, р3 — скорость и плотность воз-
духа в горловине каналов диффу-
зора.
Оптимальная величина т3 за-
висит от лк или коэффициента
скорости на входе в диффузор Х3,
а также от отношения а3/13. На
рис. 37 и 38 показано изменение
предельных значений т3, соответст-
вующих линиям помпажа и запи-
рания компрессора ТК-23 при
D3/DK — 1,125 и DjDK~ 1,62. При
a3/t3 — 0,385 расчетные значения
коэффициента т3 = 1,04-1,1, а при
а3//3 = 0,526 т3 = 0,94-1,0,
Ширина лопаточного диффузора
на входе принимается равной Ь3 —
= (0,94-1,0) &2, величина горловины
аз ~ /д/(^з2д)*
Число лопаток диффузора
в пределах гд — 134-35 выбирается
из условия получения требуемого
Рис. 38. Влияние отношения a3/t3 на предель-
ные значения т3:
---------линии помпажа,-----------линии
запирания
угла раскрытия эквивалентного
диффузора 6. Для уменьшения ве-
роятности вибрации лопаток колеса
принимают ?д = 13, 17, 19, 23, 29,
31 и т. д., т. е. выбирают простые
числа.
Углы потока на входе в лопаточный диффузор а3 и на выходе а4, а также
углы лопатки азл и а4Л определяются так:
а3 — arcsin т3; азл = а3 + (25°);
13
(36)
(37>
а4л — азл “Ь (12 4-18°); а4— а4Л (14-3°).
Ширина диффузора на выходе обычно принимается Ь± = Ь3 или
^4 = Н-----^~2—“
где 6m= 44-6° — угол наклона стенки диффузора в меридиональной плоскости.
Суммарная площадь горловин диффузора на выходе и величина горловин:
. — • п —
4Д ^Рз^М^Т ’ Ш4 С4р4 ’ 4 ^4гд ’
где m4 = 1,04-1,05 — коэффициент, учитывающий изменение скорости и плот-
ности воздуха в косом срезе диффузора; с4, р4 — скорость и плотность воздуха
в горловине.
47
Параметры потока воздуха на выходе из лопаточного диффузора:
_ b3 D3 sin а3 / Т3 \V(n—1) . 1
4 ~ Сз кхЬл sin а4 \ Т4 / ’
р2 __ /-'З
гр ____ I^3 ^4 .
Рд — Рз
(38)
^з / ’
Р4 RTi ’
п _ k . 1 _ п
п — 1 — k — 1 ’ п — I ~ п — 1
12. УЛИТКА
Преобразование кинетической энергии воздуха в давление в улитке опре-
деляется разностью кинетических энергий потока на входе и выходе и потерями
в ней
Д#5 = 4 (С4-ск — гз)
ИЛИ
ДЯ5
'К
L \ 4
Скорость потока на выходе из компрессора
2 н ( ‘Ll
5ул \ cosa2 D3
(сечение 5~5, рис. 22)
(39)
ск —
(^улр5)
2
принимают равной скорости
(сечение 5'—5'): ск с50 =
скорость ск
улитки с50
где Рул = яРул/4; р5 р4. Обычно
потока в конце спиральной части
= (0,64-1,0) q.
Потери в улитке складываются:
1) из потерь на внезапное расширение в случае, когда скорости потока
€4 в сечении 4—4 и в самой улитке съ разные;
2) потерь трения при движении потока в улитке (до сечения 5'—5');
3) потерь в выходной части улитки (до сечения 5—5).
Таким образом, суммарные потери в улитке
|5 = ГСШ + ЙР+^ВЫХ;
обычно 0,154-0,30.
Потеря на внезапное расширение:
(40)
£расш
'Д gs)2
2 G
ИЛИ
пурасш
£расш ^5
(^д —g5)2 dG
С4
с24 G ’
где
360
dG = с4 sin a4p4nD4&4 ; G = f dG.
-48
Если скорости с4 и с5 постоянные вдоль улитки, то
%
асш
Обычно площади поперечных сечений улитки изменяются непропорцио-
нально расходу воздуха, поэтому скорость с5 переменная вдоль улитки. В этом
случае потери в улитке можно представить в виде:
Рис. 40. Зависимость коэффициентов
потерь и напора в улитке компрессора
ТК-23:
1 — £Расш; 2, 3,4,5 — при а = 0;
0,05; 0,10; 0,15; 6 — 7 —
(т?ео + ё§асш); 8 и 9-(Н„ + Ы
при а = 0 и а = 0,15; | [ [ | [ [ | и
Рис. 39. Зависимость коэффициента со-
противления в гладких £гл и шерохова-
тых трубах при повороте потока на
90°, а также £Тр в улитке при повороте
на 360° от R/d и Втр/£тр90 от ф
।..... -4 — зоны повышения и пони
жения статического давления
где &5 = 1,0-5-1,1 — коэффициент, учитывающий неравномерность скоростей
вдоль улитки.
Потеря трений потока о стенки улитки и на поворот находится так:
или

£' с5 4R ф ,
^ТР 2 dr 360 d<p
где
2ZJP
£ср тр — 2 = 2-^
с50
-f-WPd<P>
с50
е' _е ^г_.
®тр Ьтр ,

£тр, £тр — коэффициенты трения в трубе и улитке компрессора.
Известно, что коэффициент сопротивления при плавном повороте потока
в трубах зависит от отношения 7?/d (7? — радиус поворота канала; d — диа-
метр трубы) и угла поворота (р [29, 61 ]. На рис. 39 представлена зависимость
4 Б. П. Байков 49
коэффициента сопротивления при плавном повороте на 90° гладких и шерохо-
ватых труб и в улитке при повороте на 360Q от R/d, заимствованная из работы
[61 ]. При повороте потока на 360° потеря в 1,8 раза больше потери при повороте
на 90°, т. е. принято ?тр = 1,8&гр9о-
Скорость в улитке
но так как
G = 6оФ; F5 = Fa + (F0 - Fa) Ф = fa + О “ а) ф] Л) И Р5 = const >
то
1 ____________
с5 _ 1 t _ ft Ф^Ф
с50 - 0/ф + (1 _ а) И &ср-тр~ J §тр [(1 - а) + а/фр ‘
о
Тогда
Потери в выходной части диффузора
Г2 /49
ZfbIX = £ ж —L ' £ВЫХ _ t ( £бо \
5 ’Диф 2 ’ ®диф\ J *
При проектировании улиток компрессора следует стремиться к тому, чтобы
периметр любого сечения улитки был минимальным, а центры тяжести попереч-
ных сечений на достаточно большом расстоянии от оси ротора. Закон измене-
ния площади поперечных сечений вдоль канала улитки обычно принимается
линейным. Коэффициент а выбирают в пределах 0,1—0,2.
На рис. 40 приведена зависимость коэффициента потерь от отношения ско-
ростей на выходе и входе в улитке компрессора ТК-23 и выделена зона, в ко-
торой возможно повышение статического давления в улитке. Преобразование
скоростного напора и статическое давление в улитке составляют 20—40%, что
соответствует т]5 = 0,44-0,6.
13. СОГЛАСОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ
ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ КОМПРЕССОРА
Повышение к. п. д. компрессора возможно за счет повышения показателей
эффективности отдельных элементов и их согласования. Геометрические раз-
меры каждого элемента необходимо выбирать таким образом, чтобы иметь макси-
мальную величину к. п. д. компрессора в целом, хотя величина к. п. д. отдель-
ных элементов при этом может быть и не максимальной. Например, к. п. д.
безлопаточного и лопаточного диффузоров при X = const растут с уменьшением
D3 и D4. Однако это не значит, что необходимо стремиться к уменьшению
и П4, так как при этом возрастут скорости на выходе из лопаточного диффузора
и потери в улитке.
Согласование работы отдельных элементов центробежного компрессора мо-
жет быть произведено с помощью зависимости л:к = Д6К), построенной по ре-
зультатам испытаний каждого элемента в отдельности. Испытания ряда компрес-
соров показали, что л2 при ик = const с увеличением расхода воздуха падает.
Чем больше окружная скорость, тем сильнее это падение. Степень повышения
статического давления в безлопаточном диффузоре при ик — const растет с уве-
личением расхода воздуха, так как увеличивается угол выхода потока из колеса
и уменьшается путь, проходимый воздухом в безлопаточном диффузоре, и потери
50
трения на этом пути. Минимум потерь в лопаточном диффузоре' достигается
при а3, соответствующих т3 = 0,9-ь 1,1 [уравнение (37)].
Улитка работает как диффузор, хотя степень преобразования кинетической
энергии в статическое давление невелика. Качественно картина соответствует
безлопаточному диффузору, хотя изменения л5 с увеличением расхода и окруж-
ной скорости существенно меньше.
При исполнении улиток с малыми
проходными сечениями и крутыми
поворотами выходных патрубков л5
может быть меньше единицы. Про-
текание характеристики компрес-
сора с безлопаточным диффузором
в основном определяется измене-
нием л2* При лопаточном диффу-
зоре характеристика компрессора
будет определяться им. Как пра-
вило, улитка компрессора на рас-
четном режиме обладает достаточ-
ной пропускной способностью, по-
этому ее влияние на этом режиме
невелико. Основное внимание при
доводке компрессора должно быть
обращено на согласование колеса и
лопаточного диффузора.
Для оценки влияния на на-
Рис. 41. Зависимость коэффициента потерь
в диффузорах (£3 и £') и улитке Ц (или |.)
и суммарных |с от Dg при = 1,62:
-------------6 = 6°;-----------6 = 8°
порность компрессора потерь в эле-
ментах ступени удобно пользоваться
следующей зависимостью:
нк = Н2 + (ДЯ3+ ДЯ4 + ДЯз-Zi),
ИЛИ
ИЛИ
= ^ - [бЛ + (i;)2 fe + Bi + >
где

. 6* _ ^5 kp
Dl ' 55 Р '
На рис. 41 показано влияние D3 ТК-23 на коэффициенты потерь в диффу-
зорах ?3и^и улитке ^5, а также на суммарные потери £с при D± = 1,62. Сум-
марные потери растут с увеличением D3, особенно при D3^ 1,24-1,3 и при
6 60пт мало зависят от угла раскрытия эквивалентного диффузора.
14. РЯДЫ МОДИФИКАЦИЙ
Организация рентабельного производства, а также сокращение сроков соз-
дания новых дизелей и их дальнейшее форсирование возможны лишь при на-
личии ряда модификаций компрессоров и турбин каждого типоразмера ТК«
Это позволяет без дополнительных исследовательских работ подобрать про-
точные части компрессора и турбины и проверить пригодность их на двигателе.
Очевидно, что количество модификаций должно быть минимальным, но доста-
точным для того, чтобы обеспечить высокий уровень к. п. д. компрессора и до-
статочную прочность и вибропрочность лопаток колеса.
4*
51
Перекрытие заданного поля расходов может быть осуществлено при без-
лопаточном диффузоре за счет изменения диаметра входа в колесо и соответственно
ширины колеса на выходе и за счет изменения угла установки лопаток на входе 01л.
На рис. 25 и 27 приведена зависимость к. п. д. компрессора ТК-23 и ТКР-14
для различных значений DH и р1Л. Эффективные показатели компрессора мало
Рис. 42. Характеристика компрессора ТК-23 с ло-
паточным диффузором при £>н = 160 мм и £>к =
= 245 мм:
1 - f = 42,7 см2; 2 - f = 53,2 см2; 3 - f =
= 58,3 см2 и 4 - /д = 73,7 см2
изменяются в диапазоне диамет-
ров Da = 0,584-0,67, что позво-
ляет рекомендовать проточку
колеса на разные диаметры
входа как основное средство
для перекрытия требуемого поля
расходов при безлопаточном и
лопаточном диффузорах.
Изменение угла Р1л в до-
вольно широких пределах мало
сказывается на процессе сжатия
воздуха в колесе компрессора.
Как показано на рис. 27, изме-
нение угла лопаток Р1Л от 22 до
40° мало повлияло на макси-
мальную величину к. п. д. ком-
прессора ТКР-14, но характе-
кг/с ристика компрессора сместилась
существенно. Смещение характе-
ристики компрессора за счет
изменения Р1Л в сторону боль-
ших или меньших расходов воз-
духа менее удобно, чем за счет
изменения £)н, так как необхо-
димы разные заготовки колес, и
поэтому применяется реже.
При малых коэффициентах
расхода и малых углах выхода
потока из колеса для улучше-
ния параметров компрессора и
его настройки на двигателе мо-
жет быть использован сужаю-
щийся безлопаточный диффузор,
применение которого позволяет
смещать зону оптимальных ре-
жимов работы в сторону мень-
ших коэффициентов расхода.
Эффективным средством для
изменения диапазона работы ком-
прессора и его настройки на
Рис. 43. Поле расходов воздуха, перекрываемое
компрессором ТК-23 при £>н = 160 мм и D =
= 245 мм при разных /
двигателе является использова-
ние лопаточного диффузора.
Диапазон рабочих расходов в
этом случае также определяется
в основном величиной проход-
ных сечений на входе в лопаточный диффузор. Изменение суммарной пло-
щади /д на входе в лопаточный диффузор может быть осуществлено за счет
поворота лопаток без изменения их профиля или путем специального профи-
лирования лопаточного диффузора на заданную величину площади проход-
ного сечения. На рис. 42 приведены характеристики компрессора ТК-23 с че-
тырьмя лопаточными диффузорами, спрофилированными на разные расходы.
Таким образом, одним колесом и 3—5 лопаточными диффузорами можно покрыть
от полутора до двойного диапазона расходов воздуха. Все поле расходов воз-
духа, показанное в качестве примера для ТК-23 на рис. 43, между штрих-пунк-
тирными линиями может быть перекрыто двумя колесами с размерами: 1) DH~ 145
52
Таблица 3
Расчет компрессора
Вели-
Параметры Формула чина
Температура после глушите- ля та, к т т 1 а 1 о 293
Давление после глушителя ра, Р0"ДРа 98,0
кПа
Адиабатная работа компрессо- 1,0057 (7tk-X/k -1) 84,0
ра Нк, кДж/кг а \ к /
Окружная скорость ик на диа- метре £>к, м/с V 346
Меридиональная скорость перед спгик 110
колесом Ci, м/с 2 2
Температура воздуха перед ко- с1~са 287
Та 2010
лесом Tit К
Показатель политропы во вход- 1,35-1,39 1,37
ном устройстве п / Ti 91,0
Давление перед колесом pit кПа Раш
Плотность Pi, кг/м3 103 __£1_ 1,09
СкЛ°4 223
Площадь на входе в колесо Ft, см2
PlCj
Наружный диаметр колеса на входе Dn, мм 175
1 /" °н + D0
Средний диаметр на входе в ко- ]/ 2 129
лесо Di, мм V 2
Окружная скорость на среднем Di 182
диаметре ut, м/с
Число лопаток колеса ?к 12-23 18
Коэффициент ц I 0,864
2л 1
1 _1_ _

77 0,78
К- п. д. компрессора Т]к к
2ц + a
Коэффициент трения диска а 0,04-0,08 0,04
Энергия, подведенная потоку LK, Нк/^к 107
кДж/кг 612 0,9
Коэффициент стеснения на Dt 1 K
"D1 sin ₽1Л 122
Скорость потока па входе в коле- со с учетом стеснения ср м/с Cl/Tl

Угол потока на входе в коле- со arctg c1/«j 34°
53
Продолжение табл. 3
Параметры Формула Вели- чина
Угол лопатки ₽|л на Dj Угол лопатки 0НЛ на £>н = = (0,04 ч-0,10) Угол лопатки |30 на Do Коэффициент тх Угол потока на входе в колесо Pt Площадь по горловинам входа в колесо flt см2 Диаметр горловины а1У мм Угол потока Зн на Он Относительная скорость на £>н, м/с Число на диаметре Температура на выходе из коле- са Tt, к К. п. д. колеса Th „ п Показатель степени ; п — 1 Давление р2, кПа Плотность р2, кг/м8 Окружная составляющая скоро- сти с2и, м/с Радиальная составляющая ско- рости с2г, м/с Абсолютная скорость с2, м/с Температура торможения Т^, К Энергия, подведенная потоку LK, кДж/кг Угол потока <х2 • Ширина колеса на выходе Ь2, мм Диаметр на выходе из безлопа- точного диффузора £>з, мм Pl' + i arc‘s (‘8₽1Л DH arctg(tgPw o; + 2c) 0,9-1,0 arctgCiM G sin p io<—к ^Ipl^l JtDj sin Pt mlZK c Dj arctg «X J. н Cl/Sin₽H »н/18’3]Л1 2 / i (M- Ф 2 2 / 1005 0,85-0,93 108р2//?Т2 U«K (0,9-1,1) Cj. V ‘Ir + 'lu T2 + C2/2010 1,005 (^-Tq) arciZC2r/c2u G IO’ —__k nDKP2C2r Для безлопаточного диффузора D3 = (1,6-1,8) DK; для лопаточного Ds = (1,1 —1,2) DR 40® 33° 59е 0,95 31° 121 12,2 27,3 276 0,81 349,5 0,86 3,01 165 1,64 298 109' 317 400 107,0 20° 20 290
54
Продолжение табл. 3
Параметры Формула Вели- чина
Скорость воздуха на выходе из безлэпаточного диффузора f3, м/с C2Dk/D3 268
Температура Т3, К , с2 ~ с3 364
2 1 2010
К. п. д. безлопаточного диффу- зора “Из 0,6-0,8 0,62
Показатель степени в уравнении политропного процесса в безлопа- п точном диффузоре ——- k Т=Г”’ 2,52
Давление р3, кПа /Г, Рг ''тТ* 183
Плотность р, кг/м3 103Р3/ят3 !,76
Коэффициент т3 0,9—1,1 1,0
Площадь по горловинам диффу- зора на входе /д, см2 G 10* W3C3p3 58
Число лопаток ?д Выбирается 13, 17, 19, . . 29
Диаметр горла на входе в л. д. а3, мм 10^Д/ЬзгД 11
Ширина Ь3, мм (0,9 4- 1,0) Ь3 18
Угол потока на входе в л. д. а3 аз2д arcsin т3 — лО3 20° 30'
Угол лопатки диффузора на входе а3 4- (2-5)° 25°
Угол лопатки диффузора на выходе а._ азл+ (10“ 18)° 40* 330
Радиус дуги средней линии ло- патки /?, мм 4(D4cosaM-£>3 cos ам)
Радиус окружности цен- тров мм ]/ «2 + «2 - 2RR3 cos а3л 202
Диаметр D4, мм (1,6-1,8) DK 420
Ширина лопатки (6пг = 4 4- 4- 6°), мм bt и b3 или bt = b3 + 4 2 3 tg«m 18
К. п. д. лопаточного диффузо- ра ти 0,7-0,85 0,8
т-г П Показатель степени - п — 1 * 2,8
„ 1 Показатель = п — 1 -2-_ - 1 n — 1 1,8
Скорость на выходе из л. д. (а4^ ~ м/с 4Л/ 4 b3D3 sin cc3 / T3 X1/”—1 3 d4D4 sin а4 X T4 / 114
Температура Т4, К 2 2 , 3 “ c4 Гз + 2010 393,5
55
Продолжение табл. 3
Параметры Формула Вели- чина
Давление р4, кПа Плотность р4, кг/м3 Коэффициент т4 Площадь по горловинам диффу- зора на выходе(£т= 0,954-1,0) f , см2 Диаметр горловины на выходе из л. д. а4, мм Диффузорность канала лопаточ- ного диффузора f Средний угол раскрытия экви- валентного диффузора К- п. д. улитки Пэ тт п Показатель степени п — 1 Температура на выходе из улит- КИ Тк, к Скорость Ск, м/с Давление pR, кПа Плотность рк, кг/м3 Площадь выхода из улит- ки Гул, см2 Степень повышения давления лк Температура торможения Т^, К Мощность компрессора на ва- лу N , кВт / Т4 W3p4/RT4 1,0-1,05 Ю< ~ P4b4 sin g4 P3b3 sin a3 t По формуле (35) 0,3-0,65 k —l* c4 ~~ ck 4 2010 (0,64-1,0) ct / TK\ — Pi юзРк/ягк 104Ок/скрк Рк/Ра Гк +4/2010 ^k^k/^k 233 2,05 1,0 120 23 2,4 6,3° 0,64 2,1 398,5 60 235 2,06 226 2,4* 400 291
и DK = 230 мм; 2) £>н = 160 мм и DK = 245 мм), и 6—10 вариантами
диффузоров. Для обеспечения большей точности настройки компрессора и осо-
бенно применительно к двигателям, работающим по внешней характеристике,
в каждом типоразмере ТК обычно применяют не менее 10—12 вариантов диф-
фузоров и 3—4 варианта колес. Количество модификаций диффузора и колес
растет с увеличением лк.
Для примера приведем расчет компрессора ТК-23 (табл. 3), исходные дан-
ные его приведены ниже:
Расход воздуха (?к, кг/с ................................. 2,7
Степень повышения давления л:к............................ 2,4
К. п. д. компрессора пк.................................. 0,78
Коэффициент напора Нк ...................................... 1,4
Коэффициент расхода ст .................................. 0,32
Диаметр колеса на выходе DR, мм .......................... 245
Диаметр ступицы колеса DQ, мм.............................. 50
Атмосферное давление р0» кПа ............................. 101
Температура атмосферного воздуха То, К ................... 293
Падение давления в глушителе на всасывании Дра, кПа . . 3,0
Числовые значения т]к и DK задаются в соответствии с ГОСТ 9658—66.
Глава IV
РАСЧЕТ И ПРОФИЛИРОВАНИЕ ТУРБИНЫ
В турбокомпрессорах для наддува дизелей и газовых двигателей широкое
распространение получили как осевые (ОТ), так и радиально-осевые (РОТ) тур-
бины, схемы которых показаны на рис. 44.
При применении раздельного выпуска (импульсная система наддува) тур-
бина работает с различными значениями коэффициента напора Ят, в результате
чего средняя величина к. п. д. ее снижается и тем больше, чем резче импульс
давления (т. е. чем больше отношение максимального давления перед турбиной
к среднему) и круче характеристика турбины т]т = /(//т). Осевые турбины имеют
аэродинамическую форму профиля рабочих лопаток и поэтому имеют более
пологие характеристики, чем радиально-осевые. Они больше приспособлены
к работе на переменных режимах. Реактивные турбины имеют более пологие
характеристики, чем активные турбины, поэтому предпочтительно применение
реактивных турбин. Турбины со степенью реакции 0,4—0,5 получили наиболь-
шее распространение. Кроме того, реактивные турбины обладают более высоким
к. п. д. на расчетном режиме и менее чувствительны к неточностям изготовле-
ния. Применение турбин с более высокими степенями реакции затруднено в связи
с появлением значительных осевых сил. Недостатком реактивных турбин яв-
ляются более высокие окружные скорости колеса и более высокие напряжения
в лопатках и в диске.
Для двигателей малой мощности в связи с небольшим расходом воздуха
размеры турбины получаются малые. Это создает значительные трудности в при-
менении осевых турбин из-за технологической и производственной сложности
их изготовления. Кроме того, двигатели малой мощности обычно высокооборотны,
компактны и имеют сравнительно низкую стоимость. Для них целесообразно
создание относительно компактных и легких ТК достаточно простой конструк-
ции, обладающих низкой стоимостью. Этим требованиям наиболее полно удо-
влетворяет ТК с радиально-осевой турбиной и консольным расположением
колес.
Тепловой процесс в ступени турбины может быть рассмотрен независимо
от типа турбины. К турбине газы подводятся со скоростью ст при давлении рт
и температуре Тт. Адиабатная работа турбины равна
В тех случаях, когда требуется определить только величину адиабатной
работы турбины, можно для упрощения принять k = const. Погрешность будет
составлять меньше 0,1%. Это допущение также мало скажется на точности оп-
ределения величины абсолютной температуры Т2. Погрешность же определения
перепада температур Д/Т2 = 7Т —Т2 может доходить до 8—10%. Поэтому
при определении, например, внутреннего к. п. д. турбины гц- по перепаду тем-
ператур необходимо учитывать состав и температуру газа. Однако при испыта-
нии турбины на горячих газах имеет место значительный теплоотвод от газа
через стенки турбин, т. е. условие dq = 0 не выполняется. Поэтому определять
гр- по перепаду температур при работе на горячих газах нельзя. Погрешность
определения т); в этом случае может достигать 100% и более.
57
Рис. 44. Схема осевой турбины (а) и радиально-осевой (б)
58
Теоретическая скорость, которая может быть получена при срабатывании
адиабатной работы турбины 7/т, вычисляется следующим образом:
Со = 1/Г'2^т +сг
Параметры торможения Р*, Т* и Я* могут быть определены по формулам:
k — 1 ^2\k/(k-\)
-----М I :
9 J >
^=^(14
k — 1
2
м*
где
н; = нт + ^_>
Мт— — ; ar = VkRTT.
£7>]>
Основными показателями турбины являются к. п. д. т)т и пропускная спо-
собность цр. Наиболее удобно определять их в зависимости от коэффициента
напора Нт иЛи от отношения u-Jcq,
Пропускная способность турбины
р2 К2ЯТ
(42)
15. К. П. Д. ТУРБИНЫ
Совершенство проточной части оценивается внутренним к. п. д., величина
которого зависит от совершенства основных элементов турбины. Совершенство
турбины в целом оценивается величиной к. п. д. турбины, учитывающего и
механические потери ТК. К. п. д. турбины т)т турбокомпрессоров, применяемых
для наддува дизелей, определяется по результатам испытаний в соответствии
с ГОСТ 10033—-68.
Суммарная величина потерь в турбине складывается из потерь в газо-
подводящем корпусе и сопловом аппарате Zly потерь в рабочем колесе Z2„
потерь с выходной скоростью ZBbix, а также потерь в газоотводящем корпусе.
Кроме того, в общие потери в турбине входят потери из-за перетечек газа
в зазоре между лопатками рабочего колеса и кожухом ZyT, потери трения и
вентиляции ZTB и механические потери в подшипниках ZM. Так как потери
в газоподводящем корпусе обычно малы и ими можно пренебречь (или их от-
носят к потерям в сопловом аппарате), то по сумме потерь, кроме механических
может быть определена величина внутреннего к. п. д. турбины
м ___ 1 + 2ВЫХ + ZyT + ZT в
__ _
или
п. — 1 — Атъ — An — An г — Ап —Ап .
•I *1 *2 ‘ВЫХ !УТ ‘ТВ
Обычно этот способ определения т]; применяется при расчете турбины. Экс-
периментальная величина определяется по отношению фактического пере-
пада температур газа на выходе и входе в турбину А/Т2 к адиабатному пере-
паду температур А/т, т. е.
q =4^; А/ , = Т —Т-, А/ =-----.
•l А/т ’ Т2 Т 2’ Т k
59
Однако, как это отмечалось ранее, определение внутреннего к. п. д. по
перепаду температур допустимо только при отсутствии теплоотвода от газа,
т. е. практически только при испытании на воздухе.
К. п. д. турбины определяется следующим образом:
7
= *lz - Длм или Т)т = Мм- (43)
Обычно к. п. д. турбины определяется расчетом и проверяется экспери-
ментальным путем.
Принято потери в сопловом аппарате определять в долях от кинетиче-
ской энергии газа на выходе из соплового аппарата и относить их к 1 кг газа
2 2
^ = ^4 или Z1 = (4-l)4. (44)
В ТК с осевой турбиной величины скоростных коэффициентов (без учета
потерь в корпусе турбины) лежат в пределах ф = 0,954-0,98, для РОТ ф =
= 0,94-4-0,97. Уменьшение к. п. д. турбины из-за потерь в сопловом аппарате
7
Дг)1 = -±1-=(1_ф2)(1-р).
П т
Потеря в сопловом аппарате при р = 0,44-0,5 в осевых и при р = 0,454-
4-0,55 в радиально-осевых турбинах при указанных значениях ф составляет
4—6% общей располагаемой энергии газа. По ГОСТ 10033—68 к. п. д. турбины
определяется по статическому давлению, замеренному на входе в турбину, т. е.
без учета кинетической энергии газа. Это объясняется тем, что при испытании
ТК на двигателе обычно замеряют только статическое давление перед турбиной
и за ней, так как замер полного давления затруднен из-за быстрого закоксовы-
вания трубок полного давления. Поэтому для облегчения сравнения резуль-
татов испытаний турбин на стенде и на двигателе удобнее иметь характеристику
турбины, построенную по замерам статического давления перед турбиной и
за ней. Кроме того, экономичность двигателя зависит от статического давления
перед турбиной и практически не зависит от величины скорости газа в выхлоп-
ной трубе. Выходная скорость газа за турбиной не используется.
Так как потери в газоподводящем корпусе турбины ZKOp примерно равны
величине кинетической энергии газа на входе в турбину ЯкИН,то при определении
скорости газа на выходе из соплового аппарата удобнее пользоваться условным
коэффициентом скорости в соплах
9 4 4оР 4“ ^1 //КИН
<Р1 =1—---------------------------
__ ZkoP — Якин
Hr
(45)
где
Якин — “2~ >
г с2
ртГт ’ кор “ ^кор 2 ’
ст, FT — скорость газа и площадь на входе в корпус турбины.
При отсутствии данных по величине £кор можно принять фх = ф.
Потеря в рабочем колесе Z2 также определяется в долях от кинетической
энергии газа на выходе из рабочего колеса
(46)
60
В ТК с осевой турбиной обычно скоростной коэффициент ф = 0,934-0,97,
для РОТ ф = 0,854-0,95. Падение к. п. д. турбины из-за потерь в рабочем колесе
где
2 { W<1 \
Дп2 = ^=(1-1,2)^+^,

sin _ sin
sin Pi sin Pi
<p/2//T(l-p),
откуда
ДП2 = (1-^) [р+ф2(1_ p) .
Потеря в рабочем колесе при указанных значениях составляет так же, как
и в сопловом аппарате, 4—6% общей располагаемой энергии газа перед тур-
биной.
Потери с выходной скоростью ZBblx и соответственно уменьшение к. п. д.
турбины
2вых = С2/2; Ных = сМ- <47>
или
[ein 2 ry "I
р + <р2 (1 - р) s.n2^ j sin2 р2.
Потеря с выходной скоростью при указанных выше значениях <р, ф и р со-
ставляет в ТК 8—10%.
Потеря из-за утечек газа в зазоре между рабочими лопатками колеса и ко-
жухом ZyT зависит главным образом от величины зазора в рабочем состоянии
62 и высоты лопаток h2:
zyT = Нт или z = Ят (48)
/12 ЬШ р2
Обычно зазор в рабочем
тельно, уменьшение к. п. д.
состоянии составляет (0,0054-0,010)h2 и, следова-
турбины из-за утечек газа в зазоре
h2 sin р2
составляет 1,0—2,0%.
Потери на трение диска и вентиляцию
[37] определяются по уравнению
/ и \3 %
Ztb = p~g? Goo") Р1 и Д1ггв = _//7’
(49)
где Р= (14-1,5)-103 — коэффициент, учитывающий форму диска.
Обычно величина ZT в для турбин с подводом газа по всей окружности со-
ставляет менее 0,5% от общего напора, срабатываемого в турбине.
16. ГАЗОПОДВОДЯЩИЙ КОРПУС
Конструкция и форма проточной части газоподводящего корпуса турбины
зависят прежде всего от компоновки ТК на двигателе, системы наддува и коли-
чества каналов выпуска газа, а также от типа ТК- Для обеспечения высоких
к. п. д. целесообразно применять осевой подвод газа в ТК с осевой турбиной
и улиточный — в РОТ. Это позволяет использовать кинетическую энергию
газа на входе в ТК, составляющую во многих случаях 8—12% и более от тепло-
61
перепада, срабатываемого в турбине. При боковом подводе газа в корпусе осевой
турбины, имеющей один ввод, канал выполняется или в виде улитки, или де-
лается симметричным относительно оси ТК. В корпусе осевой турбины с боко-
выми вводами, а также в корпусе РОТ с двумя или четырьмя вводами возможны
два варианта подвода газа к сопловому аппарату. В одном случае все каналы
выполняются в виде улиток, идущих по направлению вращения ротора, в дру-
гом — один канал (или два) идет по ходу вращения, другой (или два) — против
хода. Так как второй вариант корпуса получается симметричным и достаточно
простым, то он и получил наиболее широкое распространение. Обеспечение плав-
Рис. 45. Зависимость отношения потерь Вк/Вк0 в корпусе и
сопловом аппарате: а — от отношения FT/fc при &R0/b =
= 1,8, fc = const; б — от отношения &R0/b
ного поворота потока из улитки корпуса турбины в сопловой аппарат произ-
водится соответствующим профилированием канала газоподводящего корпуса
турбины и входных кромок лопаток соплового аппарата.
Как показали результаты испытаний, потери в корпусе турбины зависят
в первую очередь от диффузорности каналов, их кривизны и длины. Поэтому
желательно, чтобы площадь на входе в сопловой аппарат Fo была не больше
суммарной площади газоподводящих каналов на входе в корпус турбины FT,
а средняя линия канала имела бы минимальную кривизну. В этом случае кине-
тическая энергия газа на входе в турбину может быть использована с минималь-
ными потерями в сопловом аппарате, но при этом иногда приходится применять
конический сопловой аппарат, т. е. расширяющийся в меридиональной пло-
скости. Площадь канала на входе в корпус турбины FT обычно делают примерно
равной площади подводящего газ канала выпускной трубы FTp или несколько
больше. При улиточном подводе газа изменение площади по длине канала на
участке перед сопловыми лопатками пропорционально расходу газа
Fo« = Fa + (*/7T-F0)(l--^-) — kFT [а + (1-а) (l--^L)J ,
62
где i — число газоподводящих патрубков; k — коэффициент, равный отношению
площадей канала в начале улитки (спирали) ина входе в корпус турбины (k =
= 0,94-1,1); а — коэффициент, равный отношению площадей каналов в конце
и начале улитки (а = 0,14-0,2).
Падение давления в корпусе турбины зависит от коэффициента сопротивле-
ния корпуса турбины £кор, скорости ст и плотности газа на входе в турбину
и определяется по уравнениям:
2 2
ст ' си
А^кор ^кор 2 ИЛИ А^кор ^кор 2~”
Оценка совершенства газоподводящего корпуса и величины коэффициента
сопротивления £кор производится путем продувки.
В РОТ суммарная величина потерь в корпусе турбины и в сопловом ап-
парате существенно зависит от отношений Ет//С и Д7?о/&.
На рис. 45, а показана зависимость потерь в корпусе и сопловом аппарате тур-
бины ТКР-14 от отношения площади на входе в корпус турбины FT к площади
соплового аппарата fc при &R0/b = 1,8 и fc = const, а на рис. 45, б показана
зависимость потерь £к/£к0 от отношения &RQlb. Потери в корпусе турбины
значительны и при FT/fc — 1,64-1,8 равны потерям в сопловом аппарате. По-
тери начинают значительно возрастать при значениях ДRQ/b < 1,54-2,0. Это
объясняется тем, что при таких &RQ/b появляется крутой поворот потока и
значительная его неравномерность на входе в сопловой аппарат. Поэтому
необходимо, чтобы AR^/b было не менее 1,5—2,0.
17. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС В РЕШЕТКАХ
Сопловой аппарат турбины служит для преобразования потенциальной
энергии газа в кинетическую.
При отсутствии потерь теоретическая скорость адиабатного истечения газа
= К2//1+ст = ]Л2Ят(1-Р) + Ст>
Когда скорость газа на входе в турбину невелика и можно считать ст — 0»
скорость истечения газа из сопел
В действительности процесс истечения газа из сопел сопровождается по-
терями, поэтому действительная скорость истечения газа
С1 = ФСИ-
Проекции скорости газа на выходе из соплового аппарата в окружном с1и
и в меридиональном с1т (в радиальном с1Г) направлениях равны:
для осевых турбин
Cui — cos о*х, sin осх,
для радиальных турбин
cos ах; с1Г — sin ах.
Если при расчете турбины задана степень ее реакции, то по величине Н±
определяются относительный и адиабатный перепад температур
63
Степень понижения давления газа в сопловом аппарате^ (см. приложение 1)
Я1 = А. =--------. (50)
Pi (1 —
Давление, температура и плотность газа на выходе~из соплового аппарата
Р1 = -^; Р1 = Д. (51)
Число Мх и приведенная скорость 1Х:
Mi = c-Ja-^ = сх/скр,
где ____________
<h = ГшТ; скР = У2 rt\.
Между Мх и Хх существует следующая связь [1, 37]:
(*+1)М? 2Х|
и М, =-------------------s .
2 + (^—l)Mj (6+ 1)_(й —1)%2
Работа, совершенная газом на лопатках рабочего колеса турбины, может
быть выражена с помощью уравнения Эйлера в виде
ьи = Ус1 — с1 + и1— «2 + ^1— “’г)- (52)
Для осевой турбины и± = и2, а для радиально-осевой = ит. Работа
на окружности колеса меньше внутренней работы турбины за счет трения диска
турбины и утечек газа в зазоре. Работа на валу турбины меньше внутренней
работы из-за механических потерь в подшипниках.
Относительная скорость на входе в колесо турбины
W1 = С1 У 1 + (-у-) — 2-^-cosOj. (53)
Г \ С1 /
Относительная скорость на выходе из колеса турбины
ш2 = 'Ф У"2ЯТР + wi — (ui — и1) • (54)
Проекции скорости на выходе колеса турбины в окружном c91J и осевом
ст направлениях:
с2и = w2u — и2= w2 COS р2 — и2; с2т = w2tn = w2 sin р2
или
С2У — С2, COS О&2> С2/22 — ^2 ^1п 0^2*
При отсутствии диффузора за рабочим колесом давление газа на выходе
из колеса р2 примерно равно давлению за турбиной р2> поэтому можно принять
Р2 ~ Р2’
Температура газа за колесом:
для осевой турбины
64
для радиально-осевой
Т2 = тх
2рЯт-^ (А
(56)

Плотность газа на выходе из колеса турбины
Р2 ~ Ръ!
Число М2 и приведенная скорость Х2:
М2 — w2/#2; Х2 = &у2/^кр,
где
а2=]Л^; *кр = ]/2-^RT*2.
18. ПОТЕРИ В РЕШЕТКАХ
Характер распределения скоростей и давлений в межлопаточном канале
и потери в нем зависят от формы лопаток, геометрических углов лопатки на
входе и выходе, относительного шага решетки, чисел Re и М, шероховатости
поверхности и степени турбулентности потока, а также от кривизны профиля
и направления потока на входе в решетку.
Основными потерями в решетках турбины являются профильные £пр и
концевые [31, 37]:
£с = £пр + ?к-
Концевые потери, которые частично связаны с трением газа о концевые
поверхности, а в основном с образованием так называемых парных вихрей,
существенны при небольшой высоте (особенно при d-Jh^ = 7-4-10) и малом числе
лопаток. Для определения концевых потерь можно воспользоваться следующей
зависимостью [37]:
где a, h — размеры горла канала и высота лопатки на выходе; с = 0,074-0,18 —-
коэффициент.
Так как концевые потери существенно зависят от поперечного градиента
давлений в канале, т. е. от кривизны канала и угла поворота потока, формы
профиля и угла атаки, числа Re и других^факторов, от которых зависят и про-
фильные потери, то в связи с этим может быть применена и другая формула [10]
где k — коэффициент; по данным Стодолы k — 1,5 и не зависит от Re; по данным
МЭИ, k = 0,84-1,6.
Из приведенных формул видно, что для снижения концевых потерь необ-
ходимо увеличивать число лопаток, т. е. уменьшать размеры горла канала и
хорды лопатки.
Профильные потери связаны с образованием пограничного слоя по пери-
метру канала между лопатками, с преодолением сил трения о стенки и внутри
газа и образованием вихревой дорожки за выходной кромкой лопаток.
Суммарный коэффициент профильных потерь энергии в решетке
^пр = ^тр ^кр,
где £тр — коэффициент потерь трения; £кр — коэффициент кромочных потерь.
5 Б П Байков 65
Кромочные потери составляют небольшую долю в общем балансе потерь
ступеней. Поэтому при ориентировочных расчетах их можно определять по
приближенной зависимости [10, 31]
* S
ёкр “ т t sin 02 ’
где tn 0,2 — коэффициент, зависящий от конфузорности канала и формы вы-
ходной кромки; S — расстояние между точками срыва потока, равное примерно
толщине выходной ^кромки [68].
Потери от трения зависят в первую очередь от характера пограничного
слоя (является ли он ламинарным или турбулентным), который главным образом
зависит от числа Рейнольдса, шероховатости стенок и скорости потока.
Число Re для сопловых и рабочих лопаток принято подсчитывать по фор-
мулам:
Rei = A£l.; Re2 = ^l.
Vj v2
Увеличение числа Рейнольдса ведет к уменьшению потерь, но до извест-
ного предела; при числах Re больше (5-г-10)10б коэффициент £тр практически
не зависит от Re, т. е. наступает область автомодельности.
Что касается влияния числа М на профильные потери в дозвуковой об-
ласти для дозвуковых решеток, то оно невелико. По данным большинства ис-
следователей, при М 1,1 можно считать, что £пр не зависит от числа М, а за-
висит только от Re.
Суммарные потери (профильные и концевые) распределены по высоте ло-
патки по-разному. Если в средней части канала практически имеются только
профильные потери, то у концов лопаток профильные и концевые потери сум-
мируются, достигая 40—80% от местной энергии потока, причем концевые по-
тери захватывают тем большую долю потока, чем короче лопатки, и при некото-
ром отношении h/b (т. е. при h = /iKp) начинается взаимодействие двух концевых
областей, что приводит к значительному возрастанию потерь в средней части
канала. Граничные значения отношения h/b, когда смыкаются концевые зоны,
для реактивных лопаток меньше, чем для активных, и составляют 0,4—0,5. Для
круговых сопловых решеток радиально-осевых турбин, по данным ЦНИИМФ
[56], Мс ^0,1-0,15.
Обеспечение высоких значений к. п. д. турбины возможно в первую оче-
редь за счет снижения потерь в сопловом аппарате и рабочем колесе до минимума
путем правильного выбора их геометрических размеров и профилирования.
19. ПРОФИЛИРОВАНИЕ РЕШЕТОК СОПЛОВОГО
АППАРАТА И РАБОЧЕГО КОЛЕСА ОСЕВЫХ ТУРБИН
ПРОФИЛИРОВАНИЕ СОПЛОВЫХ ЛОПАТОК
Профиль лопаток осевой турбины определяется в первую очередь углами
лопаток на входе аол и выходе а1л.
Угол лопаток на входе аол берется в соответствии с направлением подво-
димого газа. В турбокомпрессорах с осевой турбиной с боковым подводом в слу-
чае, когда направление подводимого газа совпадает с направлением вращения
ротора, угол потока на входе в сопловой аппарат определяется из соотношения
а0 - arctg-^^- = arctg-p^-, (57)
сои
где
__ Gt . Gt . г __ Л /п2 .2 \
оы - раг ’Сот ~ л1 Fom ~ ~ (Ос ~ oJ-
66
Если направление подводимого газа противоположно направлению вра-
щения ротора, то угол потока на входе в сопловой аппарат равен:
а0 “ 180° — arctg .
г от
При подводе газа по направлению, близкому к осевому, сопловые лопатки
делаются одинаковыми с углом аОл = 90°. При боковом подводе газа, как пра-
вило, не делают закрутку газоподводящих каналов по направлению вращения
ротора, поэтому угол лопаток на входе также берется 90°.
Основная часть профиля сопловой лопатки должна быть криволинейной
с постоянно возрастающим радиусом кривизны от входа в канал к выходу из
него. Форма профиля должна обеспечивать безотрывность обтекания. Наиболее
полно этим требованиям удовлетво-
ряет параболический и гиперболи-
ческий профили.
Толщина выходной кромки
должна быть минимальной, ее сле-
дует выбирать из технологических
условий изготовления. Обычно
в турбокомпрессорах сопловые ло-
патки изготавливаются литьем и
поэтому толщина выходной кромки
равна 0,8—1,2 мм. Большие вели-
чины относятся к турбокомпрес-
сорам больших размеров. Угол
направления потока газа опреде-
Зависимость скоростного коэффи-
от угла at (а) и профильных потерь
от ti — ii/bt при М = 0,5 (б)
Рис. 46.
циента ф
£пр
ляется из расчета и зависит от
величины геометрического угла
лопатки сс1л, скорости потока на
выходе сх, формы лопатки, формы
и толщины выходной кромки.
Для осевых турбин наиболее общей зависимостью для определения угла
является
ai
ах = а resin.
Ч
(58)
Формула для определения коэффициента может быть найдена из уравне-
ния расхода и уравнения количества движения [22]
1 1 ( Г / \ 2
k. 1 cos a, L / cos \ .
= 1,----------r 1 — --------г — 1
COS aj ( L \ cos ocx у
9]V(*-D
k — 1
2
где — угол потока в горловине.
Обычно т1 — 1,00-7-1,08 [10].
От угла ах существенно зависят потери в сопловом аппарате. Уменьшение
угла ах ведет к увеличению угла поворота газа в межлопаточном канале и уве-
личению потерь (рис. 46, а). Кроме того, уменьшение угла ведет к уменьше-
нию пропускной способности турбины pF и, следовательно, к уменьшению т]м.
Однако значительное увеличение угла &х приводит к необходимости увеличения
и угла р2, а следовательно, и к росту скорости на выходе из колеса турбины
с2 и падению к. п. д. турбины. Поэтому выбор угла 04 производится, исходя
из условия обеспечения оптимального режима работы ступени в целом с учетом
осевых сил от давления газа на ротор. Окружной шаг решетки может быть оп-
ределен, если задано число лопаток и диаметр dx
/х = nd-Jz^
Число лопаток соплового аппарата обычно z± = 20ч-40; определяется оно
по выбранной величине относительного шага решетки и зависит от размера ТК-
5* 67
Часто количество лопаток соплового аппарата приходится выбирать кратным
количеству выпускных каналов двигателя. Например, в турбокомпрессорах
ТК-18, ТК-23, ТК-30 и ТК-34 имеется 24 лопатки, что позволяет иметь два и
четыре ввода в турбину. В ТК-38 их количество равно 30, а в ТК-64 — 36 шт.
В цельнолитых сопловых аппаратах количество лопаток стремятся брать мень-
шим, так как при сохранении оптимального шага размеры лопаток получаются
большими, что облегчает условия их изготовления в виде отливки. Кроме того,
в малых ТК уменьшение числа лопаток и соответственно увеличение хорды про-
филя позволяет увеличить числа Re и Т]т. Обычно отношение шага решетки
к длине хорды лопатки на среднем диаметре ЦЬ = 0,7ч-0,8 (рис. 46, б). Про-
фильные потери в сопловом аппарате несколько уменьшаются с увеличением
Мх. Длина сопловой лопатки определяется длиной рабочей лопатки и берется
при отсутствии диффузорности в меридиональной плоскости на 1—3 мм меньше ее.
Скорость и давление газа на выходе из решетки существенно меняются по
шагу, а во многих ТК и по окружности. Однако по мере удаления от соплового
аппарата происходит выравнивание параметров газа. По данным ряда авторов
[4, 10], оптимальная величина расстояния от сопловых до рабочих лопаток
равна примерно 1/3 ширины решетки. Обычно в ТК дизелей этот зазор выби-
рается равным 0,1—0,2 меридиональной ширины решетки. Выбор величины
этого зазора определяется двумя факторами. Для обеспечения высокой вибро-
прочности рабочих лопаток целесообразно иметь максимально равномерное
поле скоростей и давлений перед рабочим колесом. Поэтому для выполнения
этого условия расстояние между сопловыми и рабочими лопатками желательно
иметь максимальным.
К- п. д. импульсной турбины с двумя и более подводами газа получается
тем больше, чем меньше осевой зазор. В такой турбине имеет место перетекание
газа в зазоре между колесом и сопловым аппаратом в окружном направлении
от одного подводящего газ патрубка к другому и по радиусу и тем больше, чем
больше величина осевого зазора и степень реакции. Поэтому расстояние между
сопловыми и рабочими лопатками стремятся уменьшить, но до такой величины,
чтобы не появилась опасность обрыва лопаток из-за вибрации.
Площадь соплового аппарата определяется из уравнения расхода газа
с;?; ‘ ’
где с[ и р] — скорость и плотность газа в самом узком месте соплового аппарата;
и Pi — скорость и плотность газа на выходе за сопловым аппаратом; kr —
коэффициент, равный отношению £iPi/(ciPi)- Обычно принимают k± = 1,0.
Кроме того, должно соблюдаться равенство /х =
ПРОФИЛИРОВАНИЕ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
Профилирование рабочих лопаток и выбор основных геометрических парамет-
ров решетки лопаток сводится к обеспечению изменения параметров в соответ-
ствии с результатами газодинамического расчета турбины и получению мини-
мальных потерь ступени. Вместе с тем выбранные профили рабочих лопаток
также должны максимально удовлетворять требованиям прочности и простоты
изготовления. Высокая эффективность работы межлопаточного канала может
быть достигнута лишь при условии безотрывного обтекания лопаток, которое
обеспечивается прежде всего отсутствием диффузорных участков и равномерным
сужением каналов на всей длине. Кроме того, необходимо стремиться к тому,
чтобы кривизна вогнутой и особенно выпуклой поверхности плавно уменьшалась
от входной кромки к выходной. Обычно профиль лопатки очерчивается дугами
кривых второго порядка. Обычно углы на входе и выходе рабочей лопатки осе-
вой турбины в ТК при р = 0,4ч-0,5 на среднем диаметре р1л = 48-4-60°; Р2л =
=24ч-28°. Причем принимают рхл Рх или рхл = Рх + (2-f5)°. Однако, как
показывает анализ, в импульсных турбинах угол лопатки на входе р1л правиль-
нее брать несколько меньше расчетного угла (Зх, так как при срабатывании в тур-
бине импульса давления поток газа имеет большую энергию, соответствующую
68
максимальным значениям давления, когда углы потока меньше расчетного
угла р1р.
Угол потока на выходе из .колеса [22]
о • ^2
р2 = arcsinm2-~;
kw2 _ COS Р2 L _ / COS Р2 \ 2
^Т2 &т2 COS Р2 [ \ COS ^2 /

k — 1
2
Обычно т2 — 1,04-1,1; или Рг = Ргл + (1-^-3)°. Число рабочих
лопаток осевой турбины обычно 26—45. От количества рабочих лопаток суще-
ственно зависит при сохранении оптимального отношения ЦЬ жесткость лопатки,
а следовательно, и ее вибропрочность. Поэтому при относительно большой
длине целесообразно иметь меньшее количество лопаток. Это облегчает воз-
можность изготовления литых лопаток и цельнолитых колес. Так как турбины
Рис. 47. Зависимость отношения потерь £/£0 от комплекса У:
1 — при r-Jb = 0,03-4-0,07; 2 — rjb = 0,15; 3 — г Х/Ъ = 0,22 (а) и коэффи-
циента ф от угла поворота потока со:
1 — по современным данным [10]; 2 — с учетом только профильных потерь по
данным [37] — (б)
унифицированных ТК должны быть работоспособными при максимальных рас-
ходах газа для данного типоразмера по ГОСТ 9658—66 и потребное количество
вариантов профилей рабочих лопаток для покрытия всего поля расходов обычно
не превышает одного-двух, поэтому выбор числа и профилирование рабочих
лопаток производятся при максимальной их длине. Уменьшение числа рабочих
лопаток и соответствующее увеличение хорды и толщины профиля приводит
к увеличению толщины диска рабочего колеса и момента инерции ротора тур-
бины. Увеличение момента инерции ротора ТК для многих дизелей, которые
должны иметь хорошую приемистость, крайне нежелательно. Поэтому, когда
это допустимо по условиям вибропрочности, число рабочих лопаток выбирается
ближе к верхнему пределу. Толщина выходной кромки лопатки выбирается
в зависимости от типоразмера ТК и технологии изготовления лопаток и обычно
равна 0,8—1,5 мм. В периферийных сечениях толщина выходной кромки меньше,
чем в корневых. Радиус входной кромки лопатки составляет 0,03—0,05 хорды
профиля. Изменение этого радиуса по высоте лопатки аналогично изменению
толщины выходной кромки.
Суммарные потери в рабочем колесе определяются значениями скоростного
коэффициента ф и Нт. Влияние угла поворота потока газа на рабочих лопатках
колеса турбины на коэффициент ф показано на рис. 47, б.
В рабочем колесе потери могут быть вызваны и несоответствием угла потока
на входе рх геометрическому углу лопатки р1л. Поданным И. И. Кириллова [31 ],
результаты многочисленных продувок современных аэродинамических профи-
лей лопаток достаточно хорошо группируются около кривых, построенных
в зависимости от комплекса (рис. 47, а)
у._ ctgflip—ctgflt
cig ?2 .
69
Для реактивных турбин, имеющих расчетный угол р1р = 50ч-60°, угол
атаки 3=5° (Y = 0,25) не вызывает заметного увеличения потерь в решетке,
причем при отрицательных углах атаки решетка профилей менее чувствительна
к несоответствию углов Pi и (31л, чем при положительных.
Существенным отличием движения газов в рабочем колесе от движения
в сопловом аппарате является то, что колесо вращается. Кроме того, между вра-
щающимися рабочими лопатками и неподвижным корпусом турбины имеется
радиальный зазор, обычно отсутствующий в сопловом аппарате. Наличие за-
зора приводит к дополнительным потерям. Перетекание газа через радиаль-
ный зазор приводит не только к уменьшению работы газа на окружности ко-
леса, но и к дополнительным гидравлическим потерям, а также отрицательно
влияет на работу периферийной части лопаток. Увеличение степени реакции
способствует росту потерь в радиальном зазоре. Обычно в ТК отношение ра-
диального зазора к длине лопатки составляет 1,0—2,0% в холодном состоянии
и несколько уменьшается во время работы турбины, а потеря от перетекания
не превышает 1—2%.
Потери в рабочем колесе зависят не только от величины коэффициента ф,
но йот степени реактивности, отношения и/с0 (или Нт) и угла а1 (р2). Увеличе-
ние степени реактивности р хотя и ведет к росту относительной скорости на
выходе ш2, от величины которой зависит потеря в колесе, но одновременно ведет
и к увеличению скоростного коэффициента ф за счет уменьшения угла поворота
потока в межлопаточном канале. В результате суммарные потери степени тур-
бины с ростом р уменьшаются.
Увеличение угла ах и соответственно угла f 2 дает возможность получить
более высокие значения ф, но при этом растут и потери, связанные с выходной
скоростью с2.
Площадь поперечного сечения межлопаточных каналов на выходе из рабо-
чего колеса может быть найдена из уравнения расхода газа
/2 = -2l_=-^_. (61)
ДО2Р2 ^2^2р2
где ^2, р2 — относительная скорость и плотность газа в горловине рабочих ло-
паток; k2 — коэффициент, равный отношению Обычно принимают
^2= 1,0.
Кроме того, должно соблюдаться следующее равенство:
/2 = a2h2Z2.
ПРОФИЛИРОВАНИЕ СОПЛОВЫХ И РАБОЧИХ ЛОПАТОК ПО ВЫСОТЕ
Выбор типа сопловых и рабочих лопаток определяется рядом факторов.
Учитывая, что каждый типоразмер ТК должен быть пригоден для установки
на ряд дизелей с различными расходами газа, профилирование лопаток тур-
бины каждого ТК производится на предельный расход газа по ГОСТ 9658—66.
В результате отношение d-Jh^ достигает величины 4,0—4,5, поэтому рабочие
лопатки оказываются длинными и их делают закрученными. Однако профили-
рование сопловых и рабочих лопаток должно производиться с учетом и того,
чтобы они были пригодны и на минимальные расходы газа.
Обычно длина лопаток равна (0,14-?-0,18)Эт. Большая длина лопаток полу-
чается в случае, когда требуется относительно большая пропускная способ-
ность турбины. При этом и угол ах оказывается ближе к верхнему пределу.
Профилирование сопловых и рабочих лопаток осевой турбины произво-
дится с учетом изменения окружной скорости колеса и параметров газа по длине
лопатки. Наибольшее распространение получили два типа закрутки лопаток.
Первый исходит из условия постоянства циркуляции газа по высоте ло-
патки:
схмг = const; с1т — const;
c2ur ~ const; c2m = const.
70
При этом с1Г — С2г — 0.
При втором типе закрутки исходят из постоянства угла вы-
хода потока ах. При этом сопловые лопатки имеют постоянный профиль по вы-
соте, что обеспечивает существенные технологические преимущества при изго-
товлении таких лопаток. При условии с1Г — с2г‘
cos2 а* = const; c2ur^2 cos2 а‘ = const.
Оба типа закрутки лопаток примерно равноценны в отношении величины
к. п. д. турбины.
Закрутка лопаток может быть осуществлена и другими способами, на-
пример по закону [43]:
curn ~ const.
В этом случае градиент статического давления, зависящий от формы ка-
нала, отличается в п раз от радиального
градиента, получающегося по теории цилин-
дрической ступени
1 др си
р дг г
где на некотором участке радиуса п = const.
На рис. 48 показано изменение р* и рх
для ТК-18 и (р для ТК-18 и ТК-23 по высоте
лопаток h, спрофилированных по закону
rcu = const.
При профилировании рабочей лопатки
по высоте необходимо стремиться обеспечить:
минимальные потери в решетке, минималь-
ные напряжения в лопатке или максимальный
запас прочности, максимальную вибропроч-
ность или жесткость лопатки, минимальный
момент инерции лопатки относительно оси
ротора и максимальную технологичность.
Обеспечение всех этих требований возможно
лишь при тщательном профилировании
каждого сечения по высоте лопатки и прежде
всего при уменьшении веса верхней части
лопатки и густоты решетки до предельно
допустимых величин. Увеличение t периферийных сечений сверх ?^пт допу-
стимо потому, что в реактивных решетках потери при / = (0,9ч-1,1 )70ПТ из-
меняются не очень заметно. Увеличение t позволяет снизить также и кромоч-
ные потери. Корневые сечения, наоборот, желательно выполнять более пол-
ными и даже с / < £опт. Для выбора ZonT 'широкое распространение получила
эмпирическая формула, предложенная В. И. Дышлевским [37],
I ___ 0 55 Г____180_____
°ПТ“ °’55 L 180 —(Р1 — р2)
Рис. 48. Изменение полного р* и ста-
тического р1 давлений за сопловым
аппаратом турбины ТК-18 и ско-
ростного коэффициента <р:
----------ТК-18;---------ТК-23
sin Рх ~1 V3
sin р2 J
(1-0,
где с — относительная толщина профиля.
В ТК при проектировании длинных лопаток для периферийных сечений
рекомендуется выбирать t — 0,8ч-0,9, на среднем диаметре — Т= 0,7ч-0,8,
в корневых сечениях — t = 0,6ч-0,7.
В качестве примера на рис. 49 приведены типовые характеристики профилей
корневого, среднего и периферийного сечений рабочей лопатки ТК [4, 38, 40].
Для периферийных сечений потери в решетке практически не меняются до 7 =
= 0,9ч-1,0 как при безударном входе (Рх = Р1Л), так и при угле атаки до i ~
— 20°, а при = 40° (д 40°) потери с увеличением t до 0,9 даже уменьшаются.
71
Для средних сечений минимум потерь достигает при /=0,74-0,8; для кор*
невых при t = 0,64-0,7.
Снижение момента инерции ротора кроме облегчения верхней части пера
лопатки и увеличения t возможно также за счет увеличения числа рабочих ло-
Рис. 49. Профили рабочих лопаток и потери в них: а — корневое
сечение с |31л = 40°; б — среднее сечение с Р1л = 55°; в — перифе-
рийное сечение с Р1л = 80°;---------------£Пр — f (Pi)
паток и соответствующего уменьшения размеров профиля сечений при сохра-
нении t. Однако применение такого способа приводит к значительному умень-
шению частоты собственных колебаний лопатки, что в большинстве случаев
недопустимо.
20. ПРОФИЛИРОВАНИЕ РЕШЕТОК ЛОПАТОК
РАДИАЛЬНО-ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ
ПРОФИЛИРОВАНИЕ СОПЛОВОГО АППАРАТА
Так как в радиально-осевых импульсных турбинах газ может подводиться
к сопловым лопаткам по направлению вращения ротора или в обратном напра-
влении, то профилировать лопаточные аппараты приходится из условий подвода
газа. Поток газа к сопловому аппарату следует подводить без значительного
72
удара. Для этого средний геометрический угол на входе в сопловые лопатки
должен быть близким к основному направлению потока газа.
В случае попутного подвода газа конструкция соплового аппарата анало-
гична конструкции лопаточного диффузора компрессора. В импульсных тур-
бинах с двумя и более подводами газа в большинстве случаев сопловой аппарат
приходится составлять из лопаток двух типов: к части лопаток газ подводится
в попутном направлении, к другой части — во встречном направлении.
Угол лопаток на входе аол выбирается в соответствии с основным напра-
влением течения газа на входе, определяемым из условия
ао = arctg = arctg , (62)
Со U
где Fqu — площадь поперечного сечения улитки на входе.
При подводе газа против направления вращения ротора форма лопаток
существенно отличается от формы лопаток с попутным направлением подвода
газа. В этом случае лопатки оказываются очень изогнутыми. Угол лопаток аол
выбирается в соответствии с углом а0, определяемым из условия
а0 = 180° — arctg .
со и
Как правило, сопловые 'аппараты сшопутным подводом газа имеют меньшие
потери, чем сопловые аппараты со встречным подводом. При встречном под-
воде газа профилирование сопловых лопаток ведется с учетом дополнительных
условий. Число лопаток принимают на 20—30% больше, чем при попутном
подводе; радиальная протяженность соплового аппарата выбирается из условия
обеспечения равномерного сужения вдоль всего межлопаточного канала. Для
увеличения числа Re желательно уменьшение числа лопаток, особенно для
малых турбин турбокомпрессоров типа ТКР-7 и ТКР-8,5. При встречном под-
воде газа требуется значительная радиальная протяженность соплового аппарата.
При малой радиальной протяженности приходится применять сопловые аппараты
с большим числом лопаток, что для малых турбин ведет к снижению Re и соот-
ветственно ф. Спрофилированные с учетом изложенных выше соображений со-
пловые аппараты обеспечивают получение ф', близких к ф" при попутном потоке.
При смешанном (попутном и встречном) подводе газа необходимо фиксировать
правильное положение соплового аппарата (например, штифтовкой).
Определение угла потока на выходе из соплового аппарата радиально-
осевой турбины связано с некоторыми трудностями, обусловленными сложностью
движения потока и отсутствием достаточного количества опытных данных для
разных типов профилей лопаток. В первом приближении можно определить
угол ас для радиально-осевых турбин по формуле
ас = arcsinmc пг-• (63)
*с
Величина коэффициента тс для таких турбин может колебаться в широких
пределах и должна выбираться прежде всего исходя из формы сопловых лопаток.
Например, для сопловых аппаратов с лопатками, показанными на рис. 44,
тс= 0,9-=-1,0 [56, 68].
Угол потока на выходе ас и ширина сопловых лопаток Ьс определяются
в результате газодинамическою расчета. Обычно ас = 124-28°, bc Ьг, а от-
ношение = 0,084-0,15. Толщина выходной кромки зависит от типораз-
мера ТК и равна 6С = 0,54-1,0 мм.
Радиальная протяженность сопловых лопаток Д/?с = —“ » сУЩе“
ственно влияющая на габариты и вес турбины, частично зависит от угла ас и
не может быть уменьшена за счет увеличения числа лопаток в связи с ограни-
чением по конфузорности и Re. При zc = 124-20 ARC = (0,154-0,2) Dт, т. е.
отношение DqIDt = 1,354-1,5. Отношение шага к хорде профиля t = tc/lc
выбирают в пределах 0,55—0,75. Большие значения соответствуют сопловым
73
лопаткам с попутным подводом газа, меньшие — со встречным. На рис. 50 по-
казано влияние относительного шага решетки /с и угла установки ауст профиля
ТС-2Р (рис. 44, б — для встречного потока) на профильный потери, а также
влияние относительной толщины выходной кромки 6С и относительного шага
tc на ф2 [24].
Рис. 50. Влияние относительного шага решетки tc на профильные потери при
М = 0,75 (а), а также 6с/ас и относительного шага /с на ф2 (б)
Площадь проходного сечения соплового аппарата
г ______________________________ ^т
&сРсСС
Обычно в радиально-осевых турбинах принимают kc — 1,0. Должно также
соблюдаться равенство
/с = acbczc.
Условия работы колеса турбины и вероятность поломки лопаток из-за виб-
раций существенно зависят от равномерности поля скоростей и давлений на
Рис. 51. Изменение в зависимости от радиального зазора Аг = Аг/г2 для турбины ТКР-11:
а — к. п. д. и общего уровня шума L; б — спектра шума:
---------Аг = 0,054 (Аг = 3 мм);---------------Аг = 0,108 (Аг = 6 мм); • — • — ---------
Аг = 0,164 (Аг = 9 мм)
входе в рабочее колесо, которая определяется величиной радиального зазора
между сопловыми и рабочими лопатками.
Неравномерное поле скоростей и давлений газа на входе в рабочие лопатки
может вызывать увеличение потерь на удар, завихрения и отрыв и, как следст-
вие, снижение к. п. д. турбины и увеличение уровня шума. Увеличение ради-
ального зазора между сопловыми и рабочими лопатками приводит к большей
равномерности параметров газа на входе в колесо и существенному снижению
74
уровня шума. В то же время увеличение радиального зазора в связи с увеличе-
нием траектории движения частиц газа приводит к росту потерь энергии на
трение в безлопаточной части. Применение увеличенного зазора в турбине,
работающей в потоке газа переменного давления, может привести и к росту
потерь энергии вследствие перетекания газа из одного патрубка в другой. Во
избежание такого явления необходимо устанавливать разделительные лопатки
с минимальным зазором между их кромками и колесом или уменьшать радиаль-
ный зазор между всеми лопатками и колесом.
Определение влияния радиального зазора между колесом турбины и сопло-
вым аппаратом на характеристики турбины и излучаемый ею шум проведено
на турбине ТКР-11 с тремя сопловыми аппаратами, которые имели разный ра-
диальный зазор Дг = 3; 6 и 9 мм при геометрическом подобии лопаток и меж-
лопаточных каналов и одинаковых углах установки профилей. На рис. 51 при-
ведены к. п. д. и уровни шума турбины ТКР-11 в зависимости от величины ра-
диального зазора Дг = \г!г2. Изменение радиального зазора в пределах 4—8 мм
(Дг 0,074-0,15) практически не влияет на к. п. д. турбины. Однако общий
уровень шума существенно уменьшается с увеличением Дг, особенно в области
Дг= 0,024-0,08. Основными являются частоты (4ч-8)103 Гц. Увеличение радиаль-
ного зазора ведет к снижению общего уровня шума в основном за счет сниже-
ния высокочастотной составляющей. В выполненных конструкциях РОТ ра-
диальный зазор между сопловыми лопатками и рабочим колесом составляет
(0,044-0,08) DT.
ПРОФИЛИРОВАНИЕ КОЛЕСА РАДИАЛЬНО-ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ
Ведется оно по тем же принципам, что и профилирование колеса центробеж-
нош компрессора при его изготовлении литьем в кокиль.
Число лопаток колеса определяется его геометрическими размерами, быстро-
ходностью, технологией изготовления и условиями работы турбины. Достиже-
ние высоких значений к. п. д. турбины возможно при безотрывном течении по-
тока газа в межлопаточных каналах колеса. Профиль и форма межлопаточного
канала зависят от количества лопаток. Относительная скорость движения газа
во вращающемся канале определяется суммой скоростей вдоль оси канала wp
и циркуляционной шц. При соблюдении условия wp > движение газа в канале
колеса является безотрывным.
От числа лопаток зависит момент инерции колеса турбины и ротора ТК.
Хорошая приемистость двигателя с турбонаддувом характеризуется способ-
ностью ТК быстро реагировать на изменение нагрузки и частоты вращения дви-
гателя.
Время разгона ротора ТК пропорционально его моменту инерции. Момент
инерции колеса турбины составляет 70—80% от момента инерции ротора и про-
порционален числу лопаток колеса турбины. В ряде случаев целесообразно идти
на уменьшение числа лопаток для получения* минимального момента инерции,
допуская даже некоторое снижение к. п. д. турбины. Число лопаток колеса тур-
бины определяет возможность создания жестких и прочных лопаток, что может
явиться основным фактором, определяющим надежность ТК- Жесткие и прочные
лопатки получаются при их достаточной толщине у корня. Влияние числа лопа-
ток колеса турбины ТКР-Н при Ь± = 14,5 мм, б2 = 90 мм, £2Л = 30° на %
и jll/7 показано на рис. 52. Уменьшение числа лопаток ведет к уменьшению к. п. д.
турбины, причем наиболее значительное понижение к. п. д. турбины имеет место
при z2 < 9. Влияние z2 на Т]т будет меньше, если для каждого числа лопаток по-
добрать оптимальный профиль межлопаточного канала и осевую протяжен-
ность колеса.
Момент инерции колеса турбины можно выразить следующей зависимостью:
Jт ~ Jд -р z2Jjj,
где Jд, /л — моменты инерции собственно диска и лопатки.
Чем толще лопатка, тем больше момент инерции и угол наклона прямой
JT ~ f (z2). Экспериментальная проверка показала, что уменьшение числа ло-
75
латок турбины с 18 до 9 ведет к снижению JT примерно на 20%. Для РОТ обычно
число лопаток равно 12—18 [42].
Известно, что адиабатная работа турбины Нт может быть сработана в тур-
бине при тем меньшей окружной скорости колеса турбины ит, чем больше произ-
ведение Ятт]т. Поэтому целесообразно принимать такое расчетное значение коэф-
фициента напора /7Т, при котором можно получить близкий к максимальному
Рис. 52. Зависимость к. п. д. и пропускной способности турбины ТК.Р-11
от числа лопаток рабочего колеса
к. п. д. и большие значения произведения Ятг]т. Чтобы представить коэффициент
напора и к. п. д. турбины в удобном для теоретического анализа виде, восполь-
зуемся уравнением (52). Тогда адиабатная работа турбины может быть пред-
ставлена в виде:
Hr = Lu+Zu = [(y) +“?-“2-K’1 + (v) ]
ИЛИ
Н = 1 X 1 tg^l .
т (Лер cos aj2' 2 (Л sin PJ2 ‘ (Лф sin f}2)2 * * '
где
A =----------; sin2 p, =-------------Ц----------Г-;;
. tgai ’ 11/4. 1 Л -r . \2
1 — ТУрТ 1 + ctga2+ — ^ctgaj
lg Pl \ /П12 /
m12 = Cxnlcir — коэффициент увеличения меридиональной скорости. Окружной
к. п. д. турбины
Лм = -tJ— (% — <?2 + 1 — и2 — W1 + ^2)
у у \ 1 4» 1 £ Л ’ " / 1
1~1 у
ИЛИ
1_________»»12 tg2”!
(Лсо5аг)2 (Asina2)2
1 7,2 tg2al I т121§2а1
2 (A sin Pi)2 (A sin p2)2
(65)
В уравнениях (64) и (65) к. п. д. и коэффициент напора турбины представ-
лены в зависимости от геометрических параметров. Это облегчает анализ влияния
отдельных геометрических параметров турбины.
76
Угол потока газа на выходе из колеса
п • tZo
р2 = arcsin т2 ,
*2
где т2 = 1,0-г-1,1 — коэффициент, зависящий от формы и толщины выходной
кромки лопаток.
Зависимость г]и и произведения /7тт]ы радиально-осевой турбины от углов рх
(сплошные линии) и а2 (штриховые линии) приведена на рис. 53.
Некоторое увеличение к. п. д. турбины может быть получено за счет выбора
минимально возможного угла ах, но при этом возможно уменьшение произведе-
ния НТх]и. Чрезмерное уменьшение
угла &х может привести к существен-
ному ухудшению канала колеса тур-
бины в меридиональном сечении, т. е.
к увеличению потерь в колесе и умень-
шению Поэтому угол ах необхо-
димо выбирать в зависимости от формы
канала в меридиональном сечении,
которая обычно определяется отноше-
нием диаметров колеса на выходе и
входе Z)2/DT ^0,85-4-0,90.
Угол относительной скорости
газа на входе в колесо не должен
существенно отличаться от угла уста-
новки лопаток Р1л. При рх > р1л
удается получить несколько больший
к. п. д. турбины (примерно на 0,5%),
но это также приводит к увеличению
окружной скорости колеса турбины и
напряжений в нем. Выбор угла рх,
значительно меньшего, чем угол рхл,
может привести к существенному па-
дению к. п. д. Угол а2 на выходе газа
Рис. 53. Зависимость и от углов
Э и а2 радиально-осевой турбины
из колеса турбины целесообразно _
принимать равным 75—85°. Относительный диаметр d2 следует выбирать по воз-
можности меньшим. Величина d2 зависит от конструктивных возможностей, от
углаах и меньше от коэффициента т12. Уменьшение угла ах и коэффициента т12
ведет к увеличению d2. Оптимальное значение коэффициента т12 близко к еди-
нице и зависит, главным образом, от формы канала колеса турбины в меридио-
нальном сечении. При больших D2/DT целесообразно принимать более высокие
значения коэффициента /иХ2; при малых D2/DT величина коэффициента т12 мо-
жет быть принята в пределах 0,9—1,0.
Обычно в радиально-осевых турбинах ах = 15ч-25°; рх (Зхл; Рхл = 90°;
а2 = 70ч-90°; Р2 = 254-45°; р2л ₽2 + (1ч-3)°; d2 = 0,5ч-0,6; т12 = 0,94-1,1.
21. ГАЗООТВОДЯЩИЙ КОРПУС
Когда позволяют габариты, для снижения потерь с выходной скоростью
за рабочим колесом устанавливают диффузор. Повышение давления газа в диф-
фузоре за счет преобразования части кинетической энергии равно:
с2 — cj / ^2 \
Ард к ~ Рз — Рг ~ 2 РгЛд к ~ ~2~ \ I ~Fl ) к’
где рз, с3, F3 — давление, скорость и площадь поперечного сечения на выходе
диффузора; т]д к — к. п. д. диффузора корпуса турбины.
77
Отношение площадей F3/F2 может быть получено не более 1,4—1,6, и то., глав-
ным образом, в ТК больших размеров. Обычно габариты ТК и особенно ТК малых
размеров не позволяют установить диффузор с достаточными проходными се-
чениями на выходе из диффузора. В связи с этим и из-за неравномерной струк-
туры потока газа на выходе из колеса практически достичь повышения давления
в диффузоре не удается, а в некоторых случаях суммарные потери в газоотводя-
щем корпусе при установке диффузора даже возрастают. Так, в турбокомпрес-
сорах ТК-23 и ТК-30 подрезка диффузора позволила повысить к. п. д. турбины
на 1—2%. Результаты продувки двух корпусов ТК-18 без диффузора и со спро-
филированным диффузором [53] показали, что потери в них одинаковые, а коэф-
фициент сопротивления корпуса £Ок 1Д В большинстве ТК диффузор на
выходе за рабочим колесом не устанавливается. Применение системы наддува
с переменным давлением газа перед турбиной приводит также и к тому, что вели-
чина и направление скорости потока за колесом непрерывно меняются, а это су-
щественно ухудшает работу диффузора.
Для обеспечения малых потерь в газоотводящем корпусе необходимо, чтобы
площадь поперечного сечения канала корпуса F3 примерно под углом 45° от оси
отверстия была больше половины площади, описываемой рабочими лопатками F2
(см. рис. 44, а), а /3>> h2:
F3 > F2, F2 = (D? - di); f’3 = 2a3&3.
Обычно l3/h2 = 1,5-r-2,0, a F3!F2~ 1,24-1,5.
22 ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ИМПУЛЬСНОЙ ТУРБИНЫ
Особенность расчета турбины, работающей в импульсном потоке, заклю-
чается в том, что при применении на двигателях с наддувом разделенного выпуска
газов давление перед турбиной изменяется за короткий промежуток времени в ши-
роких пределах. Продолжительность цикла изменения давления, определяемая
выпуском из одного цилиндра, составляет в двигателях от 0,1—0,2 с до 0,01—
0,02 с. За это время частота вращения ТК практически не изменяется, в резуль-
тате чего турбина работает с различными отношениями и/с0, что снижает
ее к. п. д.
Чтобы получить максимальную мощность на валу турбины, минимальное
снижение к. п. д. и необходимую пропускную способность при срабатывании име-
ющегося импульса давления, необходимо правильно выбрать расчетные пара-
метры турбины: адиабатную работу //тр и расход газа Стр. Расчет импульсной
турбины по среднему давлению перед турбиной и по действительному расходу
газа дает заниженные величины к. п. д. и пропускной способности.
Наибольшее распространение получили две методики определения расчетных
параметров импульсной турбины: методика, в которой процесс в турбине в каждый
момент времени рассматривается квазистатически, и упрощенная методика. Рас-
чет по методике с учетом динамики процесса [26] хотя и является наиболее точ-
ным, но и наиболее сложным, поэтому его целесообразно применять, например,
при расчете радиально-осевых турбин ТК двухтактных двигателей, т. е. когда
импульсы давления особенно резко выражены. Обычно же разница в результатах
расчета импульсной турбины с учетом и без учета динамики процесса получается
незначительная.
Чтобы получить заданное давление воздуха, необходима вполне определен-
ная мощность на валу турбины. Поскольку трудно сразу выбрать импульс дав-
ления, который обеспечивал бы требуемую мощность, для упрощения расчета
сначала берут такой импульс давления, при котором мощность турбины, опре-
деленная по средним параметрам газа (рт, 7\, GT) и умноженная на r]TP^;V (см-
рис. 100), была бы приблизительно равна требуемой. У этого импульса давления
определяются расчетные ЯТр, 6Тр и мощность на валу WT. Если вычисленная
78
мощность отличается от требуемой, расчетный напор необходимо пересчитать по
следующим формулам:
ятр = "тР^-; стр = (66)
По Нгр и GTp рассчитывается проточная часть импульсной турбины так же,
как проточная часть турбины постоянного давления.
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ОПРЕДЕЛЕНИЯ Ятр И бтр
Для определения расчетных параметров импульсной турбины необходимо
иметь:
1) зависимости изменения по времени .давления и температуры газа в каж-
дом патрубке перед турбиной и давления газа за турбиной (экспериментальные
или расчетные);
2) характеристику турбины (желательно экспериментальную) при различ-
ных отношениях Н^Нч.
Рис. 54. Характеристики турбин ТК-30 (а) и ТКР-14 (б) с двумя вводами
при различных значениях отношения адиабатных работ в одном (Ят) и
другом (f/T) патрубках
79
В двигателях с разделенным выпуском газы подводятся к турбине раздельно
вплоть до соплового аппарата. Например, при наддуве наиболее распространенных
четырех- и шестицилиндровых двигателей газы подводятся к сопловому аппарату
по двум патрубкам. Но поскольку давление в одном из них отличается от давления
в другом, это приводит к перетеканию газа в зазоре между сопловым аппаратом
и рабочим колесом из одной поло-
Рис. 55. Изменение параметров потока газов
Нх, Gx и Ех от угла (р п. к. в. двигателя:
1 — располагаемая энергия газа перед тур-
биной; 2,3,4— энергия на валу турбины при
^тр/^шах = 1»0; 0,75 и 0,5 соответственно
Так как площадь проходного сечения
вины соплового аппарата в другую.
Таким образом, каждая половина
турбины работает как бы с пар-
циальностью 0,5 при различных от-
ношениях адиабатной работы тур-
бины в одном патрубке к адиабат-
ной работе в другом патрубке
(Ят/Я'т). к. п. д. и пропускная спо-
собность турбины при такой работе
зависят от отношения адиабатных
работ в обоих патрубках (рис. 54).
Расчет турбины, работающей
в импульсном потоке, может быть
произведен следующим образом. По
зависимостям изменения давления
и температуры газа перед турбиной
(рис. 55) определяют для обоих
патрубков
k — 1 L \ Рх / J
и отношение HxJHx для патрубка,
импульс давления в котором кла-
дется в основу расчета. Перетека-
ние газа из одного патрубка
в другой учитывается выбором
величин г]т и pF в соответствии
с Нх/Нх и Нх1НТр по характери-
стике турбины (рис. 54).
В четырехтактных двигателях
температура газа перед турбиной
изменяется незначительно, поэтому
при отсутствии опытной зависимо-
сти ее от времени можно принять,
что температура газа изменяется
по адиабате пропорционально абсо-
лютному давлению, т. е.
?х — ^Ср
k-1/k
(67)
неизвестна, то по уравнению ____
= V^Нх
находим _____
Q = Р2 1/~ Нх
^гпах Наглах Ргтах т 7/тах
где рср и Тср — средние давление
и температура газа перед турбиной,
соплового аппарата в начале расчета
(68)
Пропускная способность турбины при любом значении Нх зависит от отно-
шения НХ!Н^. Но //тр будет известно только в конце расчета, поэтому при опре-
80
делении пропускной способности турбины можно воспользоваться зависимостью
^тр ~ ^p^^^н/11пoпp•
Коэффициенты k\i [27] и кн (см. рис. 57) определяют приближенно. Нр опре-
деляется по средним рСр и Тср. Отношение можно представить в виде
Ц/Ч Н^7т Ц/7тр
Н^шах тр р/7max рЛпах
где р^шах — относительная пропускная способность турбины, соответству-
ющая HtJHtp и Ятах/^тр ПРИ соответствующих значениях //т/Ят(см. рис. 54).
Максимальный расход газа
п __ GT ср
Umax-------------->
х т
^имп ~ “ J = — J GXHX dx.
О О
Построив зависимость Ех = f (т) и имея зависимость т]т = f (Нт/Нтр) при
различных значениях найдем энергию на валу турбины
х х
Еу pj j* j dx —; Ех dx
о о
и к. п. д. импульсной турбины
Так как к. п. д. импульсной турбины зависит от отношения Нтр/Нтах, то
необходимо выбрать такое значение Ятр I или цтр = 1/ 2 , где Ятр = conts),
\ ' /7Тр /
чтобы получить максимум т]ти. Для этого необходимо задаться тремя-че-
тырьмя значениями Ятр (например, НТр/Нтах = 1,00; 0,75; 0,50) и построить
зависимость т]т и — / (//тр/Ятах), с помощью которой выбирается оптимальное
значение расчетной адиабатной работы турбины //тр (рис. 56). Там же штрих-
пунктирной линией показана зависимость т]т и от HTp/Hmax турбины ТК-30
двухтактного двигателя 6ДН 30/50 мощностью 442 кВт.
6 б. П. Байков 81
Таблица 4
Последовательность определения Ятр и бтр
<р° п. к. в. Ч Рц ч гт, к кДж/кг Нх/Нгр н'!н" %! Т ^x/Gmax
кГ 1а
0 18,9 119,9 1,132 0,031 0,852 730 25,5 0,29 ' 0,351 0,2 0,0736
15 36,9 137,9 1,302 0,065 0,912 780 57,1 0,65 0,878 0,86 0,475
30 64,2 165,2 1,56 0,105 0,951 814 91,4 1,04 1,40 1,05 0,732
45 90,0 191,0 1,81 0,14 1,0 856 135,0 1,54 2,15 1,18 1,0
60 85,2 186,2 1,76 0,1335 0,982 840 126,5 1,44 2,07 1,16 0,952
210 29,2 130,2 1,23 0,053 0,90 770 45,1 '0,515 0,515 0,5 0,245
225 23,3 124,3 1,165 0,0385 0,885 756 32,8 0,374 0,437 0,3 0,1256
Ср. 48,1 . — — — — — — . — — — 0,529
Продолжение табл. 4
ф° п. к. в. кг/с ЕХ' кДж/с ТТ ТГ тр ~ max н" = 0,7511 v тр max tir 7/ = 0,5/7 v тр * max
"г/<р £‘Г1Ч’ кДж/с "т/<р кДж/с . tn h,Jii %! тр FTT)X, кДж/с
0 0,0432 1,092 0,188 0 0 0,251 0 0 0,377 0,25 0,274
15 0,278 15,88 0,423 0,39 6,17 0,562 0,665 10,6 0,845 0,795 12,65
30 0,430 39,2 0,676 0,71 27,8 0,90 0,78 30,6 1,35 0,73 28,6
45 0,586 79,3 1,0 0,75 59,5 1,33 0,72 57,1 2,0 0,6 47,7
60 210 0,558 0,1435 70,5 6,48 0,935 0,335 0,75 0,01 52,9 0,069 1,245 0,444 0,725 0,45 51,0 2,94 1,87 0,699 0,63 0,745 44,6 4,85
225 0,0737 2,42 0,243 0 0 0,323 0 0 0,486 0,54 1,30
Ср. 0,311 27,1 — — 16,95 — — 19,4 — — 18,9
= 0,626 Т)" = 0,716 = 0,697
Примечание. Птд - д'™. - 0 31 - 87.5 кДж/кг; Ятр - 0,65Ятах - 87,8 кДж/кг; Стр =-_?-ах И "трутах ~ ТСР ’ Р^тах = /0,65 = 0,4 кг/с. 1,1о
По ?/Тр определяется расчетный расход газа
gmax Р2 1 / ^тр .
Р-^шах Рощах ' #тах
Мощность на валу импульсной турбины
, Р
^т=Т^-Лти. (70)
Пример расчета импульсной турбины показан в табл. 4, а исходные дан-
ные приведены ниже:
Средний расход газа ^ТСр, кг/с...................... 0,31
Среднее суточное давление перед турбиной Дрт, кПа .... 48,1
Средняя температура газа на входе Тт, К............. 793
Давление за турбиной р2, кПа .......................... 106
Давление окружающей среды р0» кПа...................... 101
Средняя энергия импульса давления Ер, кДж/с........... 23,4
Коэффициент .......................................... 1,09
Поправочный коэффициент т)П0Пр ..................... 0,912
Коэффициент kQ ....................................... 1,29
Коэффициент kpj....................................... 1,02
По результатам расчета можно определить значения коэффициентов, с по-
мощью которых сравнивают параметры турбин постоянного и переменного дав-
ления:
^д^попр’ ^попр ’
Ят д —
^имп
GT ср
ЛТ д
GTp
^Т Ср
ОПРЕДЕЛЕНИЕ Ятр И <?тр ПО УПРОЩЕННОЙ МЕТОДИКЕ
Получение зависимости изменения давления перед турбиной при проектиро-
вании, когда еще нет агрегата наддува, является довольно трудной задачей,
а обработка экспериментальных данных для получения импульса давления тре-
бует времени и некоторого опыта. Кроме того, для определения //тр и GTp рас-
четным путем необходима характеристика турбины. Поэтому во многих случаях
для упрощения расчета импульсной турбины желательно установить зависи-
мость расчетных параметров непосредственно от действительных, например, в виде
Ятр = GTp = &сК*тср’
Коэффициенты кн и ko зависят, главным образом, от формы, амплитуды и
среднего значения импульса давления; другими словами, коэффициенты кн и ko
зависят от величины и характера протекания отношения давления перед турби-
ной к среднему его значению. Форма, амплитуда и среднее значение импульса
давления зависят от конструкции системы выпуска газов, газораспределения,
пропускной способности турбины и других параметров. Так как в двигателях
различной мощности с примерно подобными выпускными системами при одина-
ковых степенях повышения давления воздуха и к. п. д. ТК (или при одинаковых
давлениях перед турбиной) критерии подобия выпускной системы газа будут при-
близительно одинаковы, то и импульсы давления у них будут примерно одина-
ковы [20, 77]. Для одинаковых импульсов давления коэффициенты кн и кв будут
равными.
84
Рис. 57. Зависимость коэффициентов kG и
от избыточного давления наддува Арк для
четырехтактных двигателей при выпуске газа
из трех (| | j | | I I - ka, XZZ/A кн)
и двух (f— =| — kG- кИа kti) цилинд-
ров в один трубопровод с турбиной: а —
осевой; б — радиально-осевой
Рис. 58. Зависимость поправочного коэффициента
Лпопр (°) импульсной турбины от отношения
А^шах/Арт1
— —------без учета перетекания газа; с учетом
перетекания при выпуске газа:---------- из трех
и —------из двух цилиндров в один трубопро-
вод; б — отношения от р
В результате обработки импульсов давления различных двигателей было
установлено, что при правильно спроектированных выпускных системах и при
к. п. д. ТК, равном 0,5—0,6, коэффициенты кн и kc в основном зависят от давления
наддува, числа цилиндров с выпуском в один трубопровод и тактности двигателя
(рис. 57). Приведенная на рис. 57 зависимость кн и ka применима только для
четырехтактных двигателей с выпуском из двух (штриховые линии) и трех (сплош-
ные линии) цилиндров в один трубопровод. Точность определения коэффициен-
тов кн и кв по этим данным достаточная, так как возможная погрешность в опре-
делении кн может лишь незначительно сказаться на к. п. д. импульсной турбины.
Ошибка в определении коэффициента ka имеет большее значение, но ввиду того,
что при наддуве двигателей расход воздуха может быть уточнен, появляется
возможность уточнить коэффициенты кн ka по определенному эксперименталь-
ным путем импульсу давления более точным способом.
При определении общего к. п. д. ТК к. п. д. импульсной турбины может быть
определен с помощью графиков, приведенных на рис. 58, и выражения т]т и —
~ ЛтрЛпопр*
Показанная на рис. 58 зависимость т)попр применима как для четырехтакт-
ных, так и для двухтактных двигателей, тогда как зависимость Дртах/Дрт при-
менима только для четырехтактных двигателей.
23. РЯДЫ МОДИФИКАЦИЙ ТУРБИНЫ
Количество модификаций турбины каждого типоразмера ТК должно быть
минимальным, но достаточным для того, чтобы обеспечить высокий уровень
к. п. д. турбины, достаточную прочность и вибропрочность рабочих лопаток, не-
большой момент инерции ротора и малую разницу пропускной способности тур-
бин соседних модификаций (не более 3—5%).
При выборе основных параметров ступени турбины должна предусматри-
ваться возможность изменять в соответствии с ГОСТ 9658—66 пропускную спо-
собность турбины в широких пределах (до 1,8—2,5). Проектирование проточной
части турбины обычно производится на максимальный расход газа, но так, чтобы
и при малых расходах газа геометрические размеры и их соотношения были бы
близки к оптимальным.
Получение заданного расхода газа через турбину возможно за счет измене-
ния длины сопловых и рабочих лопаток или углов а1л и р2л. С точки зрения про-
изводства для перекрытия всего поля расходов газа лучше пользоваться одним
или двумя модификациями рабочего колеса и соплового аппарата с различной
длиной лопаток. Однако в практике широко используется и другой способ, при
котором площадь проходного сечения соплового аппарата изменяется за счет
длины лопатки и угла ахл.
На рис. 59 показано влияние угла ах на к. п. д. %, пропускную способ-
ность [iF, степень реактивности р и отношение площадей турбины ТК-23.
При изменении в пределах от 16 до 22° к. п. д. турбины остается достаточно вы-
соким. При этом pF изменяется на 18—20%. Более значительное изменение pF
достигается путем изменения длины лопаток, например при увеличении h2
с 35 до 45 мм при ах = const pF повышается на 30—35%.
На рис. 60 показано влияние ширины колеса Ь± и диаметра на выходе £>2
на т]т и pF радиально-осевых турбин ТКР-И и ТКР-14. При уменьшении ширины
колеса турбины ТКР-П на 40% приа1л = const примерно на столько же умень-
шается и pF. При одновременном уменьшении Ьг на 20% иахс 20° 30' до 13° 25'
pF уменьшилось приблизительно на 35%.
В радиально-осевых турбинах некоторое увеличение pF возможно также за
счет подрезки рабочего колеса турбины по длине. Однако уменьшение осевой
протяженности колеса и увеличение угла р2л ведет к уменьшению т]т, поэтому
оно применяется редко. Подрезка колеса турбины ТКР-14 на 3,5 мм при перво-
начальной осевой протяженности колеса 30 мм привела к увеличению pF на
12—14% и снизила к. п. д. турбины на 1,0—1,5%.
На основании расчетного анализа и результатов испытаний турбин ТК-23
был сделан вывод, что для перекрытия всего поля расходов газа, показанного
86
Рис. 59. Влияние угла на Т]т, gF, р
и отношение f.Jf2 турбины ТК-23:
1 — /г2 = 45 мм; 2 —- h2 = 35 мм
Рис. 60. Влияние и Z>2 на т]т и [iF для ТКР-11 (а):
— 5Х = 14,5 мм; Z>2 — 90 мм; а1л = 18° 30'; Р2Л = 30°;------------------Ь± = 8,5 мм;
D2 = 78 мм; а1л = 18° 30'; Р2Л = 33° и ТКР-14 (б):--------------Ь± = 16,5 мм; £>2 = 110 мм;
а1п = 20° 30'; |39П = 37°;--------------b = 13 мм; D = 100 мм; _ = 12° 25'; =
1<Н Zvl X £» Xvl ZJ1
= 25°
оо
на рис. 61 штрих-пунктирной линией, достаточно одной заготовки колеса с че-
тырьмя вариантами длины сопловых и рабочих лопаток (35, 40, 45 и 47,5 мм)
с углами alf изменяющимися через 2° в пределах 16—26°, т. е. достаточно иметь
всего 18—20 вариантов соплового аппарата. Таким же образом оценивается
потребное количество модификаций турбины и других типоразмеров ТК.
Рис. 61. Поле расходов газа, перекрываемое турбиной ТК-23
при h2 = 35, 40 и 45 мм (at — 16 -=-22°) и h2 — 47,5 мм =
= 20 4-26°)
Примеры расчетов осевой турбины ТК-23 и радиально-осевой ТКР-14 по-
казаны в табл. 5 и 6, а исходные данные для их расчета приведены ниже:
Исходные данные для расчета осевой турбины ТК-23
Расход газа GT> кг/с.................................... 2,7
Температура газа на входе Тт, К ........................ 858
Давление окружающей среды р0, кПа ...................... 101
Давление газа на выходе р2, кПа ........................ 104
К. п. д. турбины Т]т................................... 0,77
Число сопловых и рабочих лопаток ..................... 24; 35
Диаметры ступицы колеса dQ т, мм........................ 160
Диаметр соплового аппарата dQ с, мм..................... 160
Давление наддува pR, кПа................................ 235
Адиабатная работа компрессора Як» кДж/кг .............. 84,0
К. п. д. компрессора T)K .............................. 0,78
Частота вращения ротора итк, об/мин................... 27 000
Исходные данные для
расчета радиально-осевой турбины
ТКР-14
Расход газа (?т, кг/с ................................ 0,65
Температура газа на входе Тт, К ....................... 863
Давление окружающей среды pQt кПа ..................... 101
Давление газа на выходе р2, кПа ....................... 106
К. п. д. турбины Т]т ................................. 0,74
Диаметр колеса £>т, мм ................................ 140
Диаметр ступицы колеса d02> мм.......................... 40
Давление наддува абсолютное кПа ....................... 245
Адиабатная работа компрессора Нк, кДж/кг.............. 90,0
К. п. д. компрессора т)к.............................. 0,72
Частота вращения ротора пТк> об/мин 50 840
88
Таблица 6
Расчет турбины ТК-23
Параметры Расчетная формула или источник Вели- чина
Отношение максимального давле- ния на входе к среднему Дртах/Дрт Рис. 58, б 1,6
Поправочный коэффициент Ч1попр Рис. 58, а 0,96
К- п. д. турбины с учетом импульс- ности -цти ^т^попр 0,74
Общий к. п. д. турбокомпрессора ^тк и ^к^т и 0,576
Адиабатная работа турбины Ят, кДж/кг ^к/^тк и 144
Адиабатный перепад темпера- тур дгт, °C Нт/1130 128
Коэффициент импульсности напо- pa kH Рис. 57, а 1,05
Расчетная адиабатная работа тур- бины 7/Тр, кДж/кг knHT 152
Коэффициент импульсности расхо- да kG Рис. 57, а 1,05
Внутренний к. п. д. турбины Г]; 0,8-0,86 0,83
Температура газа на выходе Т2, К Гт “ ^T^i^nonp 757
Расчетный расход газа (?Тр, кг/с kG°T 2,84
Плотность газа на выходе р2, кг/м8 iO3Ps/RT2 0,477
Пропускная способность |1F, см2 223Отр/Р2 108
Расчетная температура газа на вхо- де Ттр, К 7’2 + Нтр/113Ч 868
Расчетный перепад температур в тур- бине Д/, °C «тр/ПЗО 134
Относительный перепад темпера- тур дГтр Д/тр/7'тр 0,156
Степень понижения давления лТр Приложение I 1,95
Расчетное давление газа на вхо- де ртр, кПа р2Лтр 203
Плотность газа на входе РТр, кг/м8 103Ртр/«Гтр 0,814
Степень реактивности 0,4-0,5 0,48
Расчет соплового аппарата
Адиабатная работа Hit кДж/кг Ятр (1 - р) 79,0
Скоростной коэффициент <рх (ф1~ф) Ф = 0,95 4-0,98 0,98
Скорость газа на выходе cit м/с Ф1 V2H\ 389
Относительный перепад темпера- тур дг ^/ИЗОТтр 0,08
Степень понижения давления Приложение I 1,39
Давление газа на выходе plt кПа ^тр/л1 145
89
Продолжение табл. 5
Параметры Расчетная формула или источник Вели- чина
Температура Tt, К Гтр (!-<₽’ д7х) 801
Плотность pi, кг/м8 Ю^/ЯЛ 0,63
Площадь проходного сечения fit см2 104б?тр/г1р1 118
Длина лопатки ht, мм (0,124-0,24) DT 47,5
Средний диаметр dlf мм ^0 \ 207,5
Шаг лопаток tlt мм nd-Jz-L 27,2
Горловина alt мм 102fi/zA 10,3
Коэффициент mi 1,0—1,08 1,05
Угол потока газа на выходе ах arcsin Wifli/fi 20° 3'
Окружная с1и и осевая с1а ct cos 354
составляющие скорости, м/с sin 151
Приведенная скорость Xj (г* = Ттр) cl/18’3 ул 0,73
Расчет рабочего колеса
Окружная скорость на среднем диа- метре м/с ^1птк/19,1 293
Отношение скоростей % Wl/Ct 0,75
Относительная скорость на вхо- де м/с Ci /1 + X2 — 2% cos at 163
Угол относительной скорости на вхо- де 01 arcsin (ti sin cq/o>i) 66°8'
Адиабатная работа Н2, кДж/кг Р^тр 73,0
Скоростной коэффициент ф 0,93 — 0,97 0,96
Относительная скорость на выхо- де w2, м/с У wl + 2H* 399
Длина лопатки h2, мм ht + (0,0-=-0,015) ht 47,5
Радиальный зазор в рабочем со- стоянии 62, мм (0,0054-0,015) Л2 0,35
Расход газа с учетом утечки Стр, кг/с Стр 0 - 62/ft2 sin ₽2) 2,6
Температура газа на выходе К u=2-t»| 2260 732
' 3 Плотность газа на выходе р2» кг/м io3p2/^r' 0,495
Площадь проходного сечения на вы- ’ ходе f2, см2 1о4<5тр/ш2р2 140
Горловина a2t мм 102f2/z2/t2 8,4
90
Продолжение табл. 5
Параметры Расчетная формула или источник Вели- чина
Шаг лопаток t2, мм nd2/z2 18,6
Коэффициент т2 1,0—1,1 1,05
Угол относительной скорости на вы- ходе (32 arcsin m2a2/t2 28°
Осевая составляющая скорости с2а, м/с w2 sin |32 187
Окружная составляющая c2U, м/с w2 cos 02 — «2 59
(и2 = их-^-)
Абсолютная скорость газа на выхо- де с2, м/с У 4+4 196
Угол абсолютной скорости на выходе a2 = arctg — 71°40'
C2U
Окружная скорость на наружном диаметре «т, м/с 360
Коэффициент напора Нтр 2,35
Отношение скоростей Ui/c0 dl/D.V\p 0,53
Приведенная скорость Z2 0>2/18,зК T*2 0,82
Определение потерь, к. п. д. и мощности турбины
Потери в сопловом аппарате Zt, (1 - (pt) Hi 3,1
кДж/кг 2
/ 1 ,\ w2
Потери в рабочем колесе Z2, кДж/кг ( ф* J 2 6,8
Потери с выходной скоростью <^вых, кДж/кг c|/2 19,2
Коэффициент р 1,0-1,5 1,2
Потери на вентиляцию и трение ко- леса ZTB, кДж/кг I ut \3 GTp (lOo) P‘ 0,8
Потери на утечку газа через зазор ZyT, кДж/кг 0-<₽/%>) "тр 2,3
Общие потери Z-, кДж/кг ^2 ‘ ^ВЫХ ^T B ZyT 32,2
Внутренний к. п. д. Т]/ 0,79
К- п. д. турбины Т)т ^M 0,75
Механический к. п. д. турбины Т]м 0,94 — 0,97 0,95
Мощность турбины Мт, кВт Gt^t'Ot и 291
91
Таблица 6
Расчет турбины ТКР-14
Параметры Расчетная формула или источник Вели- чина
Отношение максимального давле- ния на входе к среднему Дртах/Дрт Рис. 58, б 1,5
Поправочный коэффициент ЛП0Пр Рис. 58, а 0,975
К. п. д. турбины с учетом импульс- ности Т|т и ^т^попр 0,722
Общий к. п. д. ТК Лтки ЧЛ и 0,52
Адиабатная работа турбины Нт, кДж/кг Як/^тк и 172
Адиабатный перепад темпера- тур д/т, °C Ят/И30 152
Коэффициент импульсности напо- pa ka Рис. 57, б 1,02
Расчетная адиабатная работа турби- кяНг 176
ны /7Тр, кДж/кг
Коэффициент импульсности расхо- да kfi Рис. 57, б 1,05
Расчетный расход газа GTp, кг/ с 0,685
Температура газа за турбиной Т2, К Тт — Л*тт14'Ппопр 744,4
Плотность газа на выходе р2, кг/м3 Ю3рг/ЦТг 0,495
Пропускная способность турби- кн —— 23,3
ны HF, см2 Р2 /2Нтр
Расчетная температура на вхо- Де ^тр’ К ^"трМ130 868,5
Расчетный перепад температур в тур- бине А^Тр> °C Нтр/ПЗО 155
Относительный перепад темпера- тур Д*тр Д^тр/^тр 0,178
Степень понижения давления лТр Приложение I 2,16
Расчетное давление газа на входе Ртр, кПа р2Лтр 228
Плотность газа на входе рТр, кг/м3 Ю’^тр/^тр 0,916
Окружная скорость колеса на вхо- де UT, м/с W9'1 373
Коэффициент напора турбины Нт^ 2^Тр/ИТ 2,53
Расчет соплового аппарата
Площадь поперечного сечения ка- нала корпуса турбины F011, см2 Задано 35
Окружная составляющая скорости 1О4Стр/ртр^ои 214
потока на входе <?ои, м/с
Диаметр соплового аппарата на входе Do, мм Задано 173
Длина лопаток Ьо, мм Принято 13
Площадь проходного сечения на вхо- де For, см2 10“2л;£>о&о 63,6
92
Продолжение табл. 6
Параметры Расчетная формула или источник Вели- чина
Радиальная составляющая скорости на входе cQrt м/с Ю4^тр/Ртр^ог 118
Угол потока на входе а0 arctg (сог/соп) 28° 50'
Угол потока на входе в колесо СЦ Принято 24° 30'
Угол относительной скорости на входе в колесо Принято 90°
Коэффициент А, характеризующий безударность входа 1 - tgaj/tg Pi 1
Окружная составляющая скорости на входе в колесо с1И, м/с “т/Л 373
Диаметр на выходе из соплового аппарата Dc, мм Задано 148
Окружная составляющая скорости на выходе сси, м/с с1и^т/^с 353
Отношение \РХ/ЬСРС 0,94-1,0 0,98
Угол потока на выходе из соплово- го аппарата ас “1 (Ь1Р1/*сРс) 23° 30'
Радиальная составляющая скорости на выходе сс г> м/с сс«‘8ас 153,5
Абсолютная скорость на выходе сс, м/с 385
Коэффициент скорости <pt (фх ж <р) ф = 0,94 4-0,97 0,96
Работа расширения газа в сопловом аппарате Нс, кДж/кг 80,2
Относительный перепад темпера- Нс/1130Ттр 0,0818
тур д7с
Степень понижения давления лс Приложение I 1,4
Давление на выходе рс, кПа Ртр/Яс 163
Температура на выходе Тс, К М1-^) 803
Плотность газа на выходе рс, кг/м3 Ю’Рс/ЯГс 0,707
Площадь проходного сечения сопло- 104°тр/Рссс 25,17
вого аппарата на выходе /с, см2
Число лопаток zc Принято 14
Шаг лопаток на выходе /с, мм л£>с/гс 33,2
Коэффициент тс 0,9-1,0 1,0
Горловина ас, мм tc sin ac/mc 13,2
Высота лопаток Ьс, мм i07c/<Vc 13
Расчет колеса турбины
Радиальная составляющая скорости на входе с±г, м/с с1И‘га1 170
Относительная скорость на вхо- де wlt м/с Wsin ₽i 170
Абсолютная скорость на входе clt м/с cih/cos “i 410
93
Продолжение табл. 6
Параметры Расчетная формула или источник Вели- чина
Адиабатная работа Hit кДж/кг 4М 91,1
Степень реактивности р 0,48
Относительный перепад темпера- Hj/ПЗОТтр 0,0928
тур A/j
Степень понижения давления лх Приложение I 1,47
Давление перед колесом кПа Ртр/Я1 155,5
Температура перед колесом Tt, К Гтр 794
Плотность газа рп кг/м3 103р1/7^Г1 0,681
Ширина колеса турбины на вхо- де bt, мм 103<гтр/я£>тс1Р1 13,45
Диаметр колеса на выходе D2, мм Принято 100
Средний диаметр на выходе d2, мм 1/ Р2 + ^02 76,2
' 2
Относительный диаметр на выходе d2 <Vdt 0,544
Коэффициент скорости ф 0,85-0,95 0,94
Относительная скорость на выхо- де w2, м/с По формуле (54) 297
Температура газа на выходе Т2, К По формуле (56) 725
Плотность газа на выходе Р2, кг/м3 103р2/«Г2 0,515
Площадь проходного сечения на вы- ходе f2, см2 1о4стр/р2ш2 44,7
Число лопаток z2 12-18 15
Горловина на среднем диаметре а2, мм 2-1072/z2 (D2-d,2) 9,9
Шаг лопатки на среднем диаме- тре t2, мм л d2[z2 15,96
Коэффициент т2 1,0—1,1 1,05
Угол потока на выходе Р2 arcsin (m2a2/Z2) 35° 50*
Угол лопатки на выходе 02л P2+(0-3°) 37° 40'
Окружная скорость колеса на выхо- u^d2 203
де и2, м/с
Окружная составляющая скорости на выходе с2и, м/с W2 COS 32 — u2 37
Осевая составляющая скорости спп, м/С w2 sin p2 174
Абсолютная скорость на выходе с2, м/с к 4+4 178
Угол потока на выходе а2 arctg <WC2« 78°
Потери в сопловом аппарате Zlt кДж/кг (1 - Ф2) 7,15
Потери в колесе Z2, кДж/кг (фг W2 5,8
94
Продолжение'табл. 6
Параметры Расчетная формула или источник Вели- чина
Потери с выходной скоростью ZBbJX, кДж/кг 15,8
Потери на трение и вентиля- цию ZTB, кДж/кг По формуле (49) 2,45
Потери на перетекание ZyT, кДж/кг По формуле (48) 1,05
Общие потери в турбине Zp кДж/кг ^2 + ^ВЫХ + ^т в + ^ут 32,5
Внутренний^к. п.’д. турбины Л4- 1-^/Ятр 0,824
Механический к. п. д. турбины т)м 0,85-0,95 0,91
К. пЛд. турбины пт ’1/”м 0,75
Мощность турбины ЛГТ, кВт ^Т^Т^Т и 84
Глава V
РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ
24. РАСЧЕТ КОЛЕС РАДИАЛЬНО-ОСЕВЫХ ТУРБИН
И ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ
Расчеты на прочность дисков и лопаток осевых турбин, расчеты колебаний
лопаток подробно изложены в многочисленных руководствах [5, 21, 60,
39]. Поэтому здесь рассмотрены лишь расчеты на прочность радиально-осевых
колес и вибрации их лопаток.
Наиболее известный приближенный метод расчета радиально-осевых колес
[5, 21 ] основан на том, что масса лопаток рассматривается как присоединенная
к диску, а жесткость лопаток на растяже-
ние не учитывается. В этом случае диск
может быть рассчитан обычным способом,
если ввести приведенную плотность ма-
териала
где г — число лопаток; — площадь
цилиндрического сечения лопатки на ра-
диусе г (рис. 62)
Учет жесткости лопаток значительно
снижает максимальные радиальные напря-
жения в диске и несколько увеличивает
максимальные тангенциальные напряже-
Рис. 62.-к расчету радиально-осевого ния- ДРУ™й недостаток такого расчета
колеса состоит в том, что он не учитывает не-
симметричности колеса, приводящей к по-
явлению напряжений изгиба, которые могут быть значительными.
Расчет радиально-осевых колес с учетом изгиба и жесткости лопаток изложен
в работах [18, 23, 30, 69, 70] и др. Расчеты обычно выполняются на ЭВМ.
На рис. 63 показано изменение радиальных ог и тангенциальных о/ напря-
жений по радиусу колеса компрессора ТК-23, вычисленных по различным ме-
тодикам. Напряжения на тыльной стороне колеса выше, чем на рабочей, а влия-
ние изгиба носит местный характер, и по мере удаления от ступицы напряжения
изгиба резко уменьшаются. Расчет по методу, изложенному в работах [69, 70],
дает меньшие значения для напряжений изгиба, что объясняется принятыми
в нем исходными положениями.
В радиально-осевых турбинах наряду с напряжениями от центробежных
сил возникают значительные температурные напряжения, вызываемые радиаль-
ными и осевыми градиентами температур. Влияние характера распределения тем-
ператур в колесе на напряжения рассмотрено в работе [56]. В колесе радиально-
осевой турбины максимальными, как правило, являются радиальные напряжения
в средней части тыльной поверхности, где напряжения от центробежных сил и
температурные напряжения складываются.
Прочность колеса оценивается по местному запасу прочности
£дл
аДл
О ’
96
где a — наибольшее напряжение (радиальное или окружное) на данном радиусе;.
сгдл — предел длительной прочности с учетом температуры на данном радиусе.
Рекомендуется следующее значение &дл = 1,504-1,65 [5, 21]. Помимо
Рис. 63. Расчетные напряжения в колесе компрессора ТК-23
при 25000 об/мин:--------по [30 ],-----------по [23]
--------по [69, 70]
частоте вращения:
t, _________________________________ праз __ Фраз
где и, со — соответственно рабочая частота вращения колеса и угловая скорость;
Яраз, Фраз — частота вращения и угловая скорость, при которых произойдет
разрушение диска.
При оценке разрушающей частоты вращения предполагается, что в момент
разрушения вследствие пластичности материала происходит перераспределение
напряжений и во всех точках колеса окружное напряжение равно прочности мате-
риала на данном радиусе. Это предположение соответствует разрыву колеса по
7. Б. П. Байков
97
диаметру. Из условия равновесия половины колеса может быть получена фор-
мула [5]
Величина сГдЛ зависит от температуры и для каждого радиуса может прини-
мать свое значение.
Запас по разрушающей частоте вращения должен составлять kB = 1,8ч-2,2.
Для закрытых колес значение h равно сумме толщин основного и покрывающего
дисков, запас по разрушающей частоте вращения в этом случае kB = 2ч- 2,5 [5].
Помимо указанного, возможен и другой механизм разрушения, когда разрыв
происходит не по диаметру, а по окружности колеса [14]. Он реализуется, если
радиальные напряжения первыми достигают предела текучести. Из условия
равновесия половины периферийной части колеса получается
ь
j ад ,,/г dr + одл CFC
2 а
С0раз ~ ь ’
J dr
а
2
где Fc — chc + — £л. Индекс с указывает, что параметры относятся к радиусу с.
Так как радиус окружности с, по которой произойдет разрыв колеса, заранее
неизвестен, полученное выражение используется для определения зависи-
мости с0раз = / (с). Действительной разрушающей скорости отвечает минималь-
ное значение этой функции.
25. ВИБРАЦИИ ЛОПАТОК ТУРБИН И КОМПРЕССОРОВ
Вибрационные поломки лопаток составляют значительную часть дефектов,
наблюдаемых при эксплуатации ТК. Большая доля приходится на лопатки тур-
бин. Поломки лопаток центробежных компрессоров встречаются значительно
реже. Источником вибрационных возмущений являются переменные аэродина-
мические силы, действующие на лопатки при вращении турбины или компрес-
сора. Если частота этих сил совпадает с частотой собственных колебаний лопаток,
возникает резонанс, при котором напряжения в лопатках значительно увели-
чиваются.
Лопатка имеет бесконечное множество форм колебаний, каждой из которых
отвечает своя частота. На рис. 64 показаны типичные для лопаток радиально-
осевых колес первые две формы изгибных колебаний. Наиболее опасны резонанс-
ные колебания по первой форме. При этом максимальные напряжения имеют
место в узловой линии вблизи заделки на выходной кромке лопатки для турбин
и соответственно на входной кромке для компрессоров.
Частота собственных колебаний радиальных лопаток компрессоров с при-
ставным ВНА по первой форме может быть определена по методу, предложен-
ному в работе [83]. Из лопатки под углом ф — 35° условно вырезается клиновая
балочка постоянной ширины и определяется частота собственных колебаний
этой балочки по формуле

98
где£ — модуль упругости материала, Па; р — плотность материала, кг/м3. Зна-
чения /г и I в см.
Коэффициент А зависит от отношения с — hjh (1г и hr — высоты сечений
соответственно у основания и вершины балочки). На рис. 65 показана эта за-
висимость. Частота собственных колебаний лопатки приблизительно в 1,8 раза
выше, чем частота вырезанной балочки, поэтому окончательная формула для
частоты собственных колебаний
лопатки имеет вид
Рис. 64. Формы изгибных колебаний лопаток
радиально-осевых колес
Частоты собственных коле-
баний лопаток ВНА определяют-
ся по методам, принятым для
лопаток осевых турбин.
Для цельнолитых колес
турбин и компрессоров, лопатки
которых в цилиндрическом се-
чении имеют параболическую
форму, указанный выше метод
дает большую погрешность. Как
показали исследования, выпол-
ненные в ЦНИДИ [33], типовое
сечение (сечение лопатки, соответствующее минимальному разбросу отноше-
ния частот собственных колебаний лопатки и балочки) для таких колес имеет
вид не клиновой, а параболической балочки и располагается под углом 60°.
Разброс отношения частот собственных колебаний лопаток к частоте балочек
в типовом сечении достаточно велик, что не позволяет выбрать постоянного зна-
чения для всех лопаток. Анализ показал, что это отношение зависит от геометри-
Рис. 65. К расчету частоты собственных колебаний лопатки
ческих параметров типового сечения (рис. 66): отношения ординаты b вершины
параболы, описывающей профиль консольной балочки, к фокальному параметру с
этой параболы, а также от диаметра колеса. Для колес с диаметром 85—230 мм
с учетом этого отношения частота собственных колебаний лопатки может быть
определена по формуле
/л = /6,0,0000273£>1’94 (у ) ' ’
где D — внешний диаметр колеса, мм.
Частота параболической балочки /б может быть определена любым способом,
например по методу Ритца. После изготовления колеса частоты собственных
колебаний лопаток необходимо уточнить, проверив их экспериментально.
7*
99
Резонансные частоты вращения удобно определять с помощью частотной диа-
граммы, представленной на рис. 67. На оси абсцисс частота вращения ротора ТК
цс, на оси ординат — частота собственных колебаний лопаток /л с учетом влия-
ния центробежных сил и температуры. Для лопаток радиально-осевых турбин
влияние центробежных сил мало, поэтому с ростом частоты вращения и связан-
ным с ним увеличением температуры частота собственных колебаний лопаток
несколько падает вследствие умень-
шения модуля упругости мате-
риала. Зная частоту при темпера-
туре 20° С, частоту при темпе-
ратуре t можно определить по
формуле
Рис. 66. Типовое сечение цельнолитого колеса
Разброс частот лопаток, обус-
ловленный технологическими при-
чинами, определяет ширину зоны,
занимаемой кривыми /л.
Лучи, проведенные через на-
Ппгах
Ъгтап
Рис. 67. Частотная диаграмма
чало '-координат, представляют со-
бой геометрическое место частот,
кратных частоте вращения ротора.
Они показывают кратность возбу-
ждения /С. Пересечения этих лучей
с кривой /л дают зоны резонансных
частот вращения. Видно, что в ин-
тервале рабочих частот вращения
двигателя всегда имеются резонанс-
ные зоны, отстроится от которых
практически невозможно, однако
они опасны лишь вблизи макси-
мальной частоты вращения, так
как с увеличением кратности воз-
буждения амплитуды возмущаю-
щих сил быстро уменьшаются.
Рассмотрим источники вибра-
ционных возмущений лопаток. Для
’ компрессоров таким источником
является неравномерность потока
воздуха на входе в колесо или на
выходе из него. Такая неравномер-
ность может вызываться располо-
женным близко к входу коленом
воздушного трубопровода, неудач-
ным воздухозаборным корпусом,
ребрами вблизи колеса. Неравно-
мерность потока за колесом также может быть обусловлена плохой работой диф-
фузора и улитки, наличием нескольких отводов воздуха из улитки, канальным
диффузором при относительно малом числе каналов, лопатками диффузора и др.
Вибрации лопаток могут вызываться также вращающимся срывом. В этом
случае частота возбуждения не кратна частоте вращения компрессора. Как
правило, величины возмущающих сил в компрессорах значительно меньше,
чем в турбинах, поэтому причины вибраций лопаток турбин будут далее рас-
смотрены более подробно.
Лопатки турбины также возбуждаются переменными аэродинамическими
силами, порождаемыми окружной неравномерностью потока газов.перед колесом.
Основными источниками неравномерности являются импульсность потока перед
турбиной и раздельный подвод газов от групп цилиндров к рабочему колесу,
100
Гармоники
Рис. 68. Спектры полного давления за сопловым аппаратом турбины ТКР-11
(давление продувки 0,13 МПа):
етимга - бр = 13%; 1 - бр = з,2%
Гармоники
Рис. 69. Спектры полей полного давления за сопловым аппаратом турбины ТКР-23
(давление продувки 0,12 МПа):
ggggSES — вариант а\ i. I — вариант б
101
Рис 70. Диаграммы давлений перед импульсной
турбиной: а — давление газа перед турбиной;
б — распределение давлений во вводах турбины
при положениях коленчатого вала, показанных
на диаграмме а\ в — огибающая амплитуд пятой
гармоники полей давлений перед турбиной
а также аэродинамическое не-
совершенство газоподводящего
корпуса и соплового аппарата
турбины.
Продувки газоподводящих
корпусов и сопловых аппаратов
показывают, что с ростом потерь
давления в них увеличиваются
и амплитуды гармоник А поля
давления перед колесом. На
рис. 68 показаны спектры полей
полного давления для корпуса
турбины ТКР-11 с двумя раз-
ными сопловыми аппаратами.
Потери оценивались по формуле
* *
с Р1ср Р2ср
Р1ср Ро
где Picp и /?2Ср соответствен-
но средние значения полных
давлений на входе в корпус и
за сопловым аппаратом; р0 —
давление окружающей среды.
В корпусах с двумя подво-
дами газа, у которых с одной
стороны движение газа совпадает
с вращением колеса, а с дру-
гой — направлено противопо-
ложно ему (попутный и встреч-
ный подводы), наблюдается зна-
чительная неравномерность поля
давления, обусловленная боль-
шими потерями в той половине
соплового аппарата, где имеет
место встречный подвод. На
равномерность поля давления
существенное влияние оказы-
вает длина газоподводящего ка-
нала. Более длинные каналы
способствуют лучшей организа-
ции потока в корпусе. Наилуч-
шие результаты получаются в
случае улиточного подвода —
рис. 69. Улиточный корпус
с безлопаточным сопловым аппа-
ратом дает существенно более
неравномерное поле давлений
по сравнению с лопаточным соп-
ловым аппаратом.
При импульсной системе
наддува поле давлений за соп-
ловым аппаратом непрерывно
изменяется. Будем считать, что
импульсы давления в выпускных коллекторах одинаковы, а аэродинамическая
нагрузка лопаток пропорциональна давлению газов перед турбиной и за один
оборот последней изменяется в соответствии с диаграммами, изображенными на
рис. 70, б. Амплитуды гармонических составляющих нагрузки также изменяются
во времени (рис. 70, в). Для построения кривых изменения амплитуд при двух
102
и четырех вводах газа в турбину и равномерном разделении вводов по окруж-
ности колеса можно воспользоваться табл. 7, где plt р2, р3, р4 — давления
перед турбиной в выбранные для построения моменты времени; при двух вводах
принимают = р2 и р3 = р4. Ak и В& — коэффициенты ряда Фурье.
Таблица 7
Формулы для вычисления коэффициентов ряда Фурье
k Коэффициенты ряда Фурье k Коэффициенты ряда Фурье
Ak Bk Ak Bk
1 Pl — P2 — Рз + P4 Pl + p2— Рз — p4 13 Pi — P2 — Рз + P4 Pl + p2 — Рз — p4
JI Л 13л 13л
2 o Pl — p2 + Рз — p4 14 o Pl — p2 + Рз — p4
Л 7Л
3 — Pl + Р2 + Рз~P4 Pl + P2 — Рз — p4 15 — Pt +Р2 + Рз —P4 Pi + P2— Рз — P4
ЗЛ 3л 15л 15л
4 0 0 16 0 0
e Pi — P2 — Рз 4~ P4 Pi + P2 — Рз — P4 17 Pi — P2 — Рз + P4 Pi + P2 — Рз — P4
0 5л 5л 17л 17л
o Pi — P2 + Рз — P4 18 o Pi — P2 + Рз — P4
0 3л 9л
7 — P1 + P2 + P3—P4 Pi + P2 — Рз — P4 19 — Р1Ч~Р2~1~Рз — P4 Pi + P2 — Рз — P4
7Л 7Л 19л 19л
8 0 0 20 0 0
g Pi — P2 — Рз + P4 Pi + P2 — Рз — P4 21 Pi — P2 — Рз -1- P4 Pi + P2 — Рз — P4
9Л 9л 21Л 21л
10 o Pi — P2 + Рз — P4 22 o Pi — P2 + Рз — P4
5л 11Л
ц — Pi +Р2 + Рз —P4 Pi + P2 — Рз ~ P4 23 — Р1+Р2 + Рз—P4 Pi + P2 — Рз — P4
11Л 11Л 23л 23л
12 0 0 24 0 0
Амплитуды гармоник вычисляются по формуле
Ck = VA\+Bl
Сдвиг фазы arctg ф = . Частота изменения амплитуды зависит от ча-
“k
стоты вращения двигателя, его тактности, числа цилиндров и числа вводов тур-
бины. В каждом конкретном случае она может быть определена по диаграммам,
подобным приведенной на рис. 70, б. Например, при двух вводах в турбину для
четырехцилиндрового двигателя период изменения амплитуды равен одному
обороту коленчатого вала, а для шестицилиндрового — 2/3 оборота.
Изменение амплитуды гармонических составляющих нагрузки лопатки во
времени позволяет рассматривать их как сложномодулированные и применить
для их анализа теорию модулированных колебаний [65].
k-я составляющая описывается уравнением
xk (/) = Bk (/) sin 2nfkt,
(71)
103
где fk = ---частота k-й составляющей; В/г (/) — переменная во времени
амплитуда, которая может быть представлена рядом Фурье
вк (О = 2 bisin (2я/ш + *₽/)• (72)
/=1
Здесь bj — коэффициент разложения в ряд Фурье функции В& (/); Q — частота
изменения амплитуды Bk (/); Ф/ — фазовый угол j-й гармоники.
Подставив выражение для Bk (О в уравнение (71), после преобразований
получим
п
Xk (0 ‘2’ C0S 2л ~/Q){ — Ф'1 ~
/=1
п
-S'2LcOS2n[^ + /Q)Z + ^]‘ (73)
Из уравнения (73) следует, что k-я составляющая возмущающих сил имеет
дискретный спектр, состоящий из двух групп гармоник с частотами /& + j& и
fk — /Й» симметричных относительно основной частоты fk- С ростом j амплитуды
гармоник с частотами fk /Q быстро уменьшаются. Симметричность кривой Bk (О
обусловливает отсутствие в спектре гармоники с частотой /&, а также гармоник,
в которых частота определяется четными значениями /, т. е. fk — 2Q, fk — 4Q
и т. д. Особенность спектра заключается в том, что его составляющие не кратны
частоте вращения турбины. На рис.71 показаны спектры для четырех- (а) и шести-
цилиндровых (б) двигателей при двух вводах в турбину. Амплитуды гармоник А
отнесены к среднему давлению газа перед турбиной. В реальных условиях им-
пульсы давления в выпускных коллекторах отличаются друг от друга и следуют
не вполне равномерно. Это приводит к появлению в спектре составляющих с ча-
стотами fk, fk — 2Q, fk — 4Q и т. д., однако их амплитуды малы по сравнению
с амплитудами основных гармоник.
В турбинах с четырьмя вводами изменяется не только амплитуда гармони-
ческих составляющих, но и их фаза. Поэтому зависимость Xk (0 необходимо пред-
ставить в виде
xk (/) - Ak (/) cos 2л/^ + Bk (/) sin 2nfkt. (74)
Коэффициенты Ak (0 и Bk (О равны:
п
Ak (/) = (a. cos 2л/Ш + b. sin 2n/QZ); (75)
/=1
п
Bk (/) = (c. cos 2n/QZ -J- d. sin 2njQQ. (76)
/=1
После подстановки (75), (76) в (74) и преобразований получим
п
Ch cl-
Х/г = ' т cos 2п (4 ~ iQ)f ~
vh ь. + с.
- 2j cos 2я (4+/Q)z • (77)
104
Из уравнения (77) видно, что спектр составляющих нагрузки лопатки в тур-
бине с четырьмя вводами также состоит из двух групп гармоник с частотами ±
± /Q. Отличие от спектров турбины с двумя вводами заключается в том, что гар-
моники в группах могут быть несимметричными относительно основной частоты
так как гармоники с частотами fk — jQ определяются суммой коэффициентов а/
Рис. 71. Спектры возмущающих сил в турбине с двумя вво-
дами = knT)
и dj, а гармоники с частотами fk /Q — суммой коэффициентов bj и Cj, причем
эти суммы могут быть не равны.
Для получения спектра возмущающих сил в турбине с четырьмя вводами
для каждого момента времени вычисляют с помощью табл. 7 коэффициенты (О
и (f), а затем строят кривые их изменения во времени. Путем гармонического
анализа этих зависимостей находят коэффициенты aj, bj, Cj, dj и по уравнению (77)
вычисляют гармоники спектра.
Восьмицилиндровые дизели с объединением в один канал коллектора выпуска
газов из двух цилиндров и равномерным их чередованием могут иметь шесть ком-
бинаций соединений каналов выпускных коллекторов с вводами турбины при
одном и том же порядке работы цилиндров. На рис. 72 показаны спектры возму-
105
щающих сил для этих вариантов при порядке работы четырехтактного дизеля
1-5-7-3-8-4-2-6. Для четырех вариантов соединения каналов коллектора и вводов
в турбину спектры одинаковы, группы гармоник симметричны относительно основ-
Рис. 72. Спектры возмущающих сил в турбине с четырьмя
вводами = /гпт). Порядок работы цилиндров дизеля
1—5—7—3S-2-6-4
ной частоты. Максимальные амплитуды в этих спектрах имеют 2, 6, 10-ю и т. д.
гармоники. В остальных вариантах максимальные амплитуды имеют нечетные
гармоники 1, 3, 5, 7-ю и т. д. Сравнение приведенных спектров показывает воз-
можность снижения уровня возбуждающих сил за счет правильного выбора схемы
соединения каналов коллектора выпуска и вводов в турбину.
106
Аналогичные результаты анализа возмущающих сил получены в работе [80 j.
Метод определения гармоник отличается от изложенного выше тем, что за период
анализа принят не один оборот турбины, а два оборота коленчатого вала двига-
теля. На основании диаграммы импульсов давления газа строят кривую измене-
ния нагрузки на лопатку за два оборота коленчатого вала двигателя (рис. 73) и
затем численным методом с помощью ЭВМ определяют гармоники спектра воз-
мущающих сил. Частоты гармоник в этом случае кратны половинной частоте вра-
щения двигателя. Поэтому отношение порядков соответствующих гармоник, най-
денных двумя способами, равно 2птк/пдв. Результаты анализа, полученные этими
способами, практически совпадают.
Рассмотрение спектров возмущающих сил показывает, что при малой ча-
стоте Q по сравнению с частотой собственных колебаний лопатки /л на последнюю
в резонансной зоне действует
одновременно несколько гармо-
ник, близких по частоте. Это
обстоятельство обусловливает
колебания лопатки с биениями,
частота которых равна разности
Рис. 73. Диаграмма изменения нагрузки на лопатки турбины: а — давле-
ние газа перед турбиной; б — изменение нагрузки на лопатке турбины
("тк/"дв = 12)
частот гармоник. Влияние периодического изменения амплитуды возмущаю-
щей силы на колебания лопатки исследовано в ЦНИДИ [8]. Установлено,
что амплитуда колебаний лопатки в резонансе изменяется подобно ампли-
туде возмущающей силы, а ее максимальное значение снижается тем больше,
чем больше отношение частот Q//jp При колебаниях около резонанса (fk = fn ± Q)
амплитуда изменяется относительно среднего значения, не зависящего от ча-
стоты Q. С ростом Q отклонения амплитуды колебания лопатки от среднего зна-
чения уменьшаются. При больших отношениях частот й//л амплитуды колебаний
вблизи резонансного режима могут быть больше, чем при резонансе. Таким об-
разом, периодическое изменение амплитуды возмущающей силы приводит к рас-
ширению зоны частот вращения с высоким уровнем амплитуд колебаний лопаток.
Особенностью импульсной турбины является неравномерное вращение ро-
тора, приводящее к периодическому изменению частоты возмущающих сил. Не-
равномерность вращения роторов импульсных турбин составляет 0,01—0,02 по
данным [50, 3]. При такой неравномерности амплитуда изменения частоты А/
оказывается соизмеримой с шириной резонансной зоны лопаток (рис. 74), что
приводит к снижению амплитуды колебаний лопатки. Анализ показывает [8], что
величина этого снижения амплитуды зависит от отношения А/ к частоте импульсов
давления перед турбиной /и мп
А/ _ мтк ztnk
7^ ~ 2г ’
107
т,ттл ~ ^тк max—^тк min
где 8=----------------------степень неравномерности вращения ро-
тора ТК*, — число цилиндров; т — коэффициент тактности (tn — 2 для четырех-
тактных и т = 1 для двухтактных двигателей).
Для высокооборотных двигателей Л/7/имп 1 и снижение амплитуды коле-
бания лопатки не превышает 25%, для малооборотных двигателей Д///=Имп До-
стигает 1,5, при этом снижение амплитуды равно 40—50%.
Одним из источников возбуждения лопаток может быть вибрация ротора,
вызываемая автоколебаниями в подшипниках. Возникающие при этом в лопатках
напряжения, как правило, не-
велики.
Пока еще отсутствуют про-
веренные методы расчета вибра-
ционных напряжений в лопат-
ках импульсных турбин. По-
этому приводимые ниже сведе-
ния следует рассматривать как
Рис. 74. Влияние неравномерности вра-
щения ротора на амплитуду колебания
лопатки
Рис. 75. К расчету
лопатки осевой тур-
бины
ориентировочные. В работе [80] дается формула для определения изгибных^резо-
нансных напряжений в хвостовике лопатки (сечение А—А рис. 75) осевой тур-
бины, полученная в предположении равномерного распределения давления по
высоте лопатки
адин = 452-10^ А
(J
Z + 2ZZ \
ПсрС/12 ) 9
(78)
где 6 — логарифмический декремент колебаний; А — отношение амплитуды воз-
мущающей гармоники к среднему давлению газа перед турбиной; N — мощность
на колесе турбины; z — число лопаток; птк — частота вращения турбины, об/мин;
Z)cp — средний диаметр турбины.
Эта формула относится к случаю весьма малых 6 (—0,003), когда влияние
соседних гармоник возмущающего спектра невелико и его можно не учитывать.
Практически величина 6 значительно больше и соседние гармоники увеличивают
напряжения в лопатке. При расчете следует учитывать лишь две боковые гармо-
ники fk ± Q. Так как при действии двух близких по частоте гармоник возникают
биения, максимальные напряжения в лопатке равны сумме напряжений, вычис-
ленных от действия каждой из гармоник отдельно. Напряжения от соседней гар-
108
моники вычисляются по формуле (78), в которую вместо коэффициента л/6 под
ставляется коэффициент динамичности р
Определение динамических напряжений в лопатках радиально-осевых тур-
бин затруднительно из-за отсутствия методов расчета статических напряжений
от передаваемого момента. Эти напряжения могут быть определены при известном
характере распределения давления по поверхности лопатки экспериментально.
Исследования [8] показали, что отношение напряжения изгиба к передаваемому
лопаткой крутящему моменту мало зависит от характера распределения давления
по ее поверхности, а это отношение, определенное при равномерном распределе-
нии давления, близко к значению, полученному по результатам тензометрирова-
ния лопаток на работающей турбине. Для определения статических напряжений
изгиба в лопатке поверхность ее разбивается на небольшие площадки, к каждой
из которых последовательно прикладывается сосредоточенная сила. При этом
измеряются напряжения изгиба, которые затем приводятся к единичной силе.
Напряжения от равномерно распределенной нагрузки получаются суммирова-
нием напряжений от единичных сил. Одновременно по поверхности меридиональ-
ной проекции лопатки производится суммирование моментов, передаваемых ко-
лесу единичными силами, и находится отношение напряжения изгиба к крутящему
моменту. Действительные статические напряжения изгиба аст в рабочих усло-
виях определяются умножением этого отношения на фактический крутящий мо-
мент, передаваемый лопаткой. Динамические напряжения в лопатке равны <тдИн =
= -у- СЛост- Коэффициент С зависит от формы колебания, характера распре-
деления нагрузки по лопатке и ее конструкции. По данным [8] он близок к еди-
нице. Учет влияния соседних гармоник аналогичен изложенному выше.
Величина логарифмического декремента колебания зависит от материала
колеса и его конструктивных особенностей. Аэродемпфирование в лопатках ра-
диально-осевых турбин незначительно вследствие высоких частот собственных ко-
лебаний и малых амплитуд. Численное значение 6 составляет 0,018—0,05 [8, 76,
78, 81].
Вибрационная прочность лопаток оценивается запасом прочности по пере-
менным напряжениям
^ = —,
Отах
где о_1 — предел усталостной прочности материала лопатки; сгтах — максималь-
ное переменное напряжение.
Рекомендуемое значение k^> 3 [5].
Вибрационная надежность лопаток может быть определена тензометрирова-
нием. При этом необходимо учитывать связанность колебаний лопаток радиально-
осевых турбин, что приводит к значительному разбросу максимальных напряже-
ний. Поэтому для получения надежных данных следует тензометрировать все
лопатки, а не несколько, как это делается обычно.
Снижение вибрационных напряжений в лопатках может быть достигнуто за
счет повышения частоты собственных колебаний. При этом будут иметь место
резонансы с гармониками более высоких порядков, которые, как правило, меньше
по амплитуде. Для этой цели следует утолстить лопатку в заделке, причем иногда
приходится уменьшать число лопаток на колесе. В цилиндрическом сечении тол-
щина лопатки должна изменяться по степенной зависимости, например парабо-
лической [33]. Толщину кромки необходимо выдержать минимально возможной
по технологическим соображениям. Увеличение диаметра ступицы, мало сказы-
ваясь на площади выхода из колеса, также приводит к повышению частоты соб-
ственных колебаний лопатки. При вибрационной настройке лопаток как вре-
109
менная мера может применяться подрезка выходных кромок под некоторым углом
к оси вращения. На рис. 76 показано изменение частоты собственных колебаний
лопатки турбины ТКР-23 при подрезке выходной кромки. Значительная подрезка
приводит к падению к. п. д. турбины. Весьма эффективным средством является
переход к системе наддува постоянного давления либо применение преобразова-
Рис. 76 ' Изменение частоты собственных колебаний лопатки турбины
ТКР-23 при подрезке выходной кромки
телей импульсов. При сохранении чисто импульсной системы наддува вибрацион-
ные напряжения могут быть снижены в 3—5 раз за счет разделения подвода газа
к колесу не по дуге окружности, а в плоскости вращения колеса [81, 84]. В осе-
вых турбинах может быть применена демпфирующая проволока. Наконец, воз-
можен переход на материал, обладающий большой усталостной прочностью. По-
ломки лопаток по высшим формам колебаний вызываются, как правило, кромоч-
ными следами за сопловым аппаратом. Для их устранения следует изменить число
сопловых лопаток или увеличить зазор между рабочими и сопловыми лопатками.
Глава VI
КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ТК
26. РОТОР
Ротор — наиболее нагруженная и ответственная деталь ТК- От его совер-
шенства и качества изготовления зависят к. п. д., надежность и долговечность ТК
в целом. На ротор действуют инерционные силы, возникающие при его вращении,
и силы давления воздуха и газа. Эти силы уравновешиваются внутренними на-
пряжениями в элементах ротора и реакциями в подшипниках. Осевые силы ком-
прессора и турбины определяются как алгебраические суммы сил, действующих
на отдельные поверхности колес с двух сторон. Для компрессора [60]:
<?к = <21 + <?2-<2з-«4-Qs; Qi = т-Ч)(Р1 + P1<U
<?2 = Р2 Т [°к - (^)2] ; Q3 = Р2 - dl);
Л Zj2 .2\ , п(Р2~~Рз) (А — ^2 , d3—d^\
= Рзт (d, - d2) + ——g-------d.2—^— ) ;
Q5 = P3^-dl).
Силы Q2 и вычисляются в предположении, что давление на поверхность, ог-
раниченную диаметрами Dn и DK, изменяется по уравнению p=p2(£>/Z)K)2, а в ла-
биринте колеса происходит линейное падение давления от р2 до р3 (рис. 77).
Давление рг, р2, плотность воздуха рг и скорость с1а известны из газодина-
мического расчета компрессора; давление р3 зависит от того, с каким местом
соединяется полость, ограниченная диаметрами dx и d2. При осевом входе d0 = 0,
при отсутствии лабиринтного уплотнения за колесом Q4 = Q5 = 0.
Аналогично определяется осевая сила радиально-осевой турбины. Для осе-
вой турбины QT = 4- Q2 — Q3 — Q4 [64, 60]. Предполагая линейное из-
менение давления в зазоре перед колесом и постоянное давление за колесом,- по-
лучим (рис. 78):
Q1 = Рз~4 ^От’ ^2 = Ст(С2а”М;
<2з = (pi - р2 - 2Рз) - rfoT);
Q4-P2-J(°?-do)-
Давления ръ р2, р3, расход газа GT и скорости с1а, с2а определяются газо-
динамическим расчетом турбины. При установке лабиринтных уплотнений на
диске турбины усилия на этих участках могут быть вычислены по приведенной
выше формуле для компрессора.
111
Осевая сила ротора Q = QK + От- При работе турбокомпрессора на двига-
теле осевая сила ротора может содержать значительную переменную составляю-
щую, обусловленную колебаниями давлений перед турбиной и за компрессором.
В осевых турбинах чаще всего применяют следующие три способа крепления
лопаток к диску:
1) разборное соединение с помощью елочного замка (другие типы замков,
применявшиеся ранее, в новых конструкциях ТК не используются, так как они
имеют меньшую прочность);
2) крепление лопаток с помощью сварки;
3) цельнолитые рабочие колеса, у которых диск с лопатками представляет
единое целое.
Для изготовления елочного замка необходимы точные протяжки. Однако,
если производство такого замка освоено, можно изготавливать турбины, работаю-
Рис. 77. К расчету осевой силы,
действующей на колесо компрес-
сора
Рис. 78. ,К расчету осевой силы,
действующей на колесо тур-
бины
щие при больших окружных скоростях, так как в этом случае лопатки и диск
выполняют из оптимальных по условиям работы материалов: лопатки—из жаро-
прочных сплавов; диск — из высокопрочных. Каждый из этих материалов имеет
лучшие свойства в рабочем интервале температур.
Недостатком рассматриваемого способа является его высокая стоимость.
Поэтому крепление лопаток на елочном замке применяется в достаточно крупных
ТК или когда другие методы не обеспечивают необходимой прочности. Иногда
такое крепление применяют в ТК, предназначенных для наддува двухтактных
двигателей со щелевой продувкой, у которых возможно попадание в турбину
обломков поршневых колец. В этом случае при ремонте может быть произведена
замена поврежденных лопаток.
Приварка лопаток требует тщательной технологической отработки, но после
освоения является весьма производительным методом. Возможности использова-
ния различных металлов для диска и лопаток почти те же, что и при использова-
нии елочного замка. Определенные ограничения на выбор материалов наклады-
ваются возможностью их сварки, однако, как правило, эта задача решается.
Сварное соединение оказывается достаточно прочным для скоростей на периферии
колеса до 350—370 м/с, а это обеспечивает наддув большинства современных дви-
гателей.
Сборка лопаток с диском под сварку производится в приспособлении, допу-
скающем усадку сварочного шва при остывании за счет гарантированного зазора
между хвостовиками соседних лопаток. Упор лопаток в диск должен быть по-
112
датлив, например через медную проволоку. Швы должны накладываться в такой
последовательности, чтобы лопатки после приварки сохранили заданное направ-
ление. При неправильной последовательности в наложении швов лопатки могут
уйти от заданного положения, что приведет или к повышенным напряжениям из-
гиба вблизи корневого сечения лопатки, или к развороту лопаток и изменению
пропускной способности турбины.
Цельнолитые турбинные диски применяются для массовых модификаций
турбин малых и средних размеров. При отлаженной технологии и повторнохм ис-
пользовании металла этот метод обеспечивает наименьшую стоимость, высокую
точность и качество дисков. Однако в тех случаях, когда металл из прибыли (а их
размеры для исключения рыхлот и обеспечения прочности в центре диска должны
быть достаточно большими) идет в отходы, расход дорогостоящего металла может
оказаться недопустимо высоким. Цельнолитые колеса применяются, как правило,
при наружных диаметрах до 200—250 мм, хотя проводились опытные работы с ко-
лесами диаметром до 350 мм и результаты получились вполне удовлетворитель-
ные. Принципы профилирования таких колес изложены ниже.
Соединение турбинного диска с валом в ТК чаще всего производится с по-
мощью сварки. Валы больших диаметров приваривают дуговой сваркой, валы
малого диаметра — трением. Последний метод является высокопроизводитель-
ным и пригоден для приварки любых материалов. Насадные турбинные диски
в настоящее время применяются мало, так как отверстие снижает прочность
диска и не обеспечивает необходимой точности центрирования при высоких окруж-
ных скоростях.
Следующим важным элементом ротора является колесо компрессора. В СССР
для большинства ТК применяется разработанная авторами технология изготов-
ления колес литьем в кокиль. Эти колеса обеспечивают высокие аэродинамические
качества и имеют прочность, достаточную для получения до 3,0. Особенности
их профилирования изложены в п. 29.
При проектировании колес следует уделить внимание форме тыльной сто-
роны колеса, так как при неудачном профилировании эта зона отливки может
оказаться недостаточно прочной. Металл в тыльной части колеса менее плотен,
поэтому необходимо избегать здесь шлицев, отверстий и других концентраторов
напряжений. Если для закрепления колеса необходимы шлицы, то их следует
располагать в более прочной и менее нагруженной входной части. Колеса малых
размеров лучше сажать на гладкий цилиндрический вал с небольшим натягом.
Колесо держится за счет трения от затяжки гайки. Балансировка в этом случае
обязательно должна быть независимой, т. е. допускать сборку колеса ротора
в любом взаимном положении.
При проектировании вала ротора необходимо уделять самое пристальное
внимание отсутствию концентраторов вблизи напряженных его частей: в зоне
перехода в турбинный диск или в переходах со стороны колеса компрессора при
креплении его на тонком консольном конце вала. Недостаточно плавные переходы
здесь могут привести к тяжелым авариям.
В современных высокооборотных ТК исключительно велики требования
к качеству балансировки ротора. Для таких роторов следует производить неза-
висимую статическую и динамическую балансировки турбинного и компрессор-
ного колес. Кроме того, если это необходимо, балансируют ротор в сборе. В этом
случае колесо компрессора должно надеваться на вал в фиксированном положе-
нии, а затяжка гайки должна быть тарированной.
Недопустимы такие отклонения геометрии деталей (биение торцов гаек отно-
сительно оси резьбы, биение опорных торцов колес, непараллельность торцов
регулировочных прокладок и т. п.), которые при затяжке гайки крепления колес
могут приводить к искривлению вала, так как даже незначительное искривление
вала неизбежно приводит к выходу из строя подшипников. Лучшей с этой точки
зрения является неразборная конструкция ротора (см. рис. 17, 80).
Балансировка роторов турбокомпрессоров производится в двух — четырех
плоскостях. Для съема металла на колесах турбины и компрессора предусматри-
ваются кольцевые пояски, иногда для этой цели на вал надевается специальная
шайба. Значение допустимого дисбаланса Д задается в граммомиллиметрах для
каждой плоскости балансировки. Возможно также задание допустимого эксцентри-
8 Б. П. Байков 113
ситета центра масс ротора относительно оси вращения е . Он выражается
/и р0Т
в микрометрах и соответствует допустимому удельному дисбалансу в г «мм на 1 кг
ротора. Общепринятые нормы на допустимый дисбаланс центра масс роторов тур-
бокомпрессоров отсутствуют. Имеющееся в литературе [44] указание на то, что
значение дисбаланса не должно вызывать силы, превышающей силу тяжести
ротора, недостаточно обосновано и не подтверждается практикой. Это требование
для геометрически подобных роторов приводит к изменению допустимого экс-
центриситета центра масс в соответствии с зависимостью есо2 = const, что озна-
Рпс. 79. Амплитуды виброскорости турбокомпрессоров:
1 — для турбокомпрессоров [41 ]; 2 — для малых навеши-
ваемых турбомашин [75]; 3 — для крупных турбомашин на
жестких фундаментах [75]; 4 — для турбомашин на амор-
тизированных фундаментах [75]; 5 — для авиационных
ГТД [59]
чает нормирование амплитуды виброускорений ротора. При этом удельные на-
грузки на подшипники от центробежных сил, обусловленных величиной дисба-
ланса, растут пропорционально размеру ротора. Более обоснованным является
нормирование амплитуды виброскорости v [59, 75]. Последняя определяет
вибрационные напряжения при изгибе ротора, а также вибрационное воздействие
на обслуживающий персонал. Равные скорости вибрации дают одинаковые удель-
ные нагрузки на подшипники геометрически подобных роторов.
При нормировании виброскорости допустимый эксцентриситет центра масс
геометрически подобных роторов определяется соотношением ecd — const. Иа
рис. 79 показаны фактические амплитуды виброскорости турбокомпрессоров и
рекомендуемые нормы для турбомашин. Для жестких роторов с двумя плоско-
стями балансировки к каждой плоскости следует относить половину указанной
на рис. 79 величины допустимой виброскорости. Допустимый дисбаланс, допу-
стимый удельный дисбаланс, амплитуда виброскорости и угловая скорость ротора
/Ирот^
связаны соотношениями: v ~ есо; А = —------.
со
114
27. ДЕТАЛИ КОРПУСА
Корпусные детали ТК образуют проточную часть турбины и компрессора за
пределами колес. Их влияние на к. п. д. ТК весьма значительно. Следует
отметить наиболее часто встречающуюся ошибку: стремление вписать колеса
большего диаметра в корпуса малых размеров. Это никогда не дает поло-
жительного результата. Если проходное сечение в корпусных деталях недо-
статочно, неизбежны крутые повороты, большие местные потери, плохо орга-
низованное течение воздуха или газа на лопатках и, как следствие, низкий
к. п. д. ТК.
При консольном расположении колеса компрессора его корпуса формируют
проточную часть. Во избежание деформаций подводящие и отводящие трубопро-
воды желательно крепить к корпусу с помощью эластичных, например дюрито-
вых, соединений.
При консольном расположении подшипника конструкция корпуса компрес-
сора значительно усложняется. В нем располагаются: подшипник, его масляная
ванна, уплотнения и другие детали. В этом случае необходимо, чтобы корпус
был достаточно жестким. Место крепления подшипника должно соединяться
с фланцем крепления корпуса компрессора без излишних резких поворотов не-
сущих стенок и ребер и без консолей. Количество переходов, определяющих
осевые смещения, радиальные биения и возможные перекосы, должно быть ми-
нимальным.
Ребра, крепящие подшипник, во избежание повышения шума компрессора
и возбуждения вибрации лопаток ВНА должны быть удалены от входных кромок
колеса не менее чем на 0,2Пк, а их выходная часть должна быть достаточно
тонкой.
Маслоподводящий канал к подшипнику для предохранения масла от засты-
вания при низких температурах окружающего воздуха не должен проходить через
воздушный канал. Уплотнения должны исключать попадание масла в воздух на
всасывании. У крупных компрессоров корпус часто разделен на две части
(рис. 80).
Изготавливается корпус компрессора, как правило, из литейных алюминие-
вых сплавов, а в отдельных случаях, для двигателей с относительно большой мас-
сой, — из чугуна.
У ТК с внутренним расположением подшипников корпус для осевого под-
вода газа отсутствует или служит переходным корпусом, преобразующим форму
поперечного сечения от нескольких круглых каналов выпускных трубопроводов
двигателя к кольцевому у соплового аппарата. Как правило, он выполняется
из чугуна или алюминия с водяным охлаждением. Это несколько увеличивает
подвод тепла к охлаждающей воде, но зато значительно повышает надеж-
ность ТК-
У турбин с консольным расположением подшипников в газоподводящем кор-
пусе располагают подшипник и уплотнения, а это усложняет конструкцию и от-
ливку. Необходимо предусмотреть водяное охлаждение, масляную полость, га-
зовые полости по числу вводов газа в турбину (от одного до четырех), а также
каналы дренажа от уплотнений. Это увеличивает сложность, габаритные размеры
и массу корпуса.
Средняя корпусная деталь в ТК с консольными подшипниками относительно
проста, объединяет в одно целое все корпусные детали при сборке, служит для
отвода (иногда подвода) газов, несет в себе разделительный элемент для изоляции
воздуха от газа. Ее форма должна обеспечивать достаточную жесткость и сохра-
нение геометрии при нагреве, чего не всегда легко достичь, учитывая асимметрич-
ность конструкции из-за одностороннего отвода газа.
При внутреннем расположении подшипников этот корпус усложняется, так
как он несет в себе подшипниковый узел и уплотнения, подвод и отвод смазки,
а также формирует отвод газа. Часто этот корпус делят на два: корпус подшип-
ников с уплотнениями и корпус, отводящий газы. В этом случае габаритные раз-
меры ТК по длине (и, что особенно важно, длина ротора) возрастают на 0,15—
0,20DK.
8=
115
Рис. 80. Турбокомпрессор фирмы «Броун Бовери»
28. ПОДШИПНИКИ И УПЛОТНЕНИЯ
Подшипники ТК воспринимают нагрузки, создаваемые ротором. Они скла-
дываются из силы тяжести ротора, динамических усилий, вызываемых неуравно-
вешенными массами, инерционных и гироскопических нагрузок, возникающих
при вибрациях ТК на двигателе, осевых усилий от равнодействующей давлений
газа и воздуха на колесах турбины и компрессора. Динамические усилия в круп-
ных ТК составляют незначительную долю от силы тяжести ротора, а в малых —
превосходят его в десятки раз. Это обстоятельство приводит к существенно раз-
личным условиям работы подшипников и предопределяет их конструктивное раз-
личие в зависимости от размера ТК.
В ТК применяются подшипники качения и подшипники скольжения. Выбор
типа подшипников определяется их преимуществами и недостатками, а также тре-
бованиями, предъявляемыми к ТК-
Подшипники качения имеют меньшие механические потери и обеспечивают
хорошие условия пуска ТК, особенно при низких температурах окружающего
воздуха. К недостаткам этих подшипников относится высокая стоимость, меньшая
долговечность, особенно при высоких лк, большая сложность подшипникового
узла, необходимость индивидуальной системы смазки.
Подшипники скольжения более просты по конструкции и дешевле, имеют
большую долговечность и могут работать на масле, которое используется в си-
стеме смазки двигателя. Эти качества обеспечили преимущественное распростра-
нение подшипников скольжения, несмотря на увеличение потерь на трение в два-
три раза. В малых ТК с консольными колесами эти потери могут составлять весьма
ощутимую величину (до 10—15% от суммарных потерь). В крупных ТК они редко
превышают 4—6%, что вполне допустимо. Хорошо спроектированные и доведен-
ные подшипники скольжения практически не нуждаются в уходе и обеспечивают
ресурсы работы до осмотра поршней двигателя, а иногда и до капитального ре-
монта.
Подшипники качения применяются главным образом при расположении под-
шипниковых узлов по концам ротора, когда сравнительно легко получить малые
диаметры шеек вала. При расположении подшипников внутри вала диаметр шеек
возрастает и обеспечить работоспособность подшипников качения трудно. Под-
шипники качения следует устанавливать на упругие демпфирующие опоры,
уменьшающие динамические нагрузки. Отсутствие упругих опор резко снижает
долговечность подшипников. Жесткость опор желательно выбирать такой, чтобы
рабочий диапазон частот вращения ТК располагался выше второй критической
скорости системы ротор—опоры. Если критические скорости оказываются внутри
рабочего диапазона, для нормальной работы ротора необходимо, чтобы его кри-
тическая скорость на абсолютно жестких опорах была выше максимальной рабо-
чей. Следует также исключить выход ротора «на упор» (выбор зазора в упругой
опоре) при вынужденных колебаниях, например от периодических газовых сил
в случае импульсной турбины или вибрации двигателя. Жесткость опоры зависит
от конструкции и не всегда может быть подсчитана, в этом случае она определяется
экспериментально. В ТК наиболее распространена упругая опора в виде пакета
тонких пружинных разрезных колец. Демпфирование при колебаниях ротора
обеспечивается за счет трения колец и выдавливания масла из зазоров между
ними.
На рис. 81 приведена конструкция подшипниковых узлов с упругой опорой
фирмы «Броун Бовери». Подшипники имеютиндивидуальнуюсистему смазки, цир-
куляция масла обеспечивается дисками, подающими его в верхнюю часть полости,
откуда оно стекает в подшипники. В крупных ТК для подачи масла применяются
встроенные масляные насосы, приводимые во вращение от ротора. При нормаль-
ной работе уплотнений масло длительно сохраняется в полости подшипников.
Для смазки применяется масло с пониженной вязкостью. Смена таких подшипни-
ков производится без разборки ТК и занимает немного времени. Ресурс подшип-
ников качения, по данным фирмы «Броун Бовери», составляет (в ч):
при лк < 1,7.............................../ . . 16 000
» 1,7 < лк < 2,0.............................. 12 000
117
При 2,0 < лк < 2,4................................ 8 000
» Лк > 2,4...................................... 6 000
В случае включения подшипников качения в систему смазки двигателя при-
ходится принимать меры к понижению вязкости масла (например, путем его подо-
грева выхлопными газами).
Условия работы подшипников скольжения определяются в основном нагруз-
кой. Общим свойством всех подшипников скольжения является склонность к авто-
колебаниям ротора на масляном слое при малых нагрузках. Граничная частота
вращения, при которой возникают эти колебания, и их амплитуда зависят от
конструкции подшипников. Плавающие и качающиеся подшипники менее склонны
к автоколебаниям, чем неподвижные цилиндрические подшипники. В крупных ТК
при расположении опор по концам ротора, когда нагрузки на них велики, при-
меняют неподвижные цилиндрические, а при высоких лк — многоклиновые под-
шипники. В ТК с консольными колесами, в которых нагрузки на подшипники
малы из-за относительно большого диаметра вала, применяют, главным образом,
качающиеся и плавающие подшипники.
Качающаяся втулка подшипника устанавливается в корпус с небольшим
зазором по наружному диаметру и фиксируется от вращения и осевого переме-
щения радиальным штифтом, выполняющим также роль маслоподводящего шту-
цера, шпонкой, ось которой перпендикулярна к оси подшипника, или наружным
буртом, зажимаемым между корпусом и крышкой. Плавающие втулки подшип-
ника свободно вращаются в корпусе, частота вращения их составляет 0,25—0,30
от частоты вращения ротора. Осевая фиксация осуществляется стопорными коль-
цами. Находит применение также цельная плавающая'втулка, концы которой
образуют два подшипника. Качающиеся и плавающие подшипники обладают хо-
рошими демпфирующими свойствами.
Длина втулки подшипника в выполненных конструкциях составляет 0,65—
1,20 от диаметра вала, меньшие величины относятся к турбокомпрессорам типа
ТКР.
Зазоры в подшипниках скольжения зависят от частоты вращения. С ростом
частоты вращения необходимо увеличивать зазоры для обеспечения большего рас-
хода масла и сохранения температуры подшипника на приемлемом уровне. Макси-
мальная температура масла на выходе из подшипников не должна превышать
100—110° С. Зазор между валом ротора и втулкой подшипника обычно равен
(0,002н-0,005) dnan- Наружный зазор в плавающих втулках лежит в пределах
1,0—2,0 от внутреннего зазора. Наружный зазор в качающейся втулке опреде-
ляется посадками (А/С)—(А/Х).
Для втулок подшипников применяются бронзы марок БрОФЮ-1, БрОФ7-0,2,
БрОСЮ-Ю, БрОЦС5-5-5 и другие оловянисто-свинцовистые бронзы. В крупных
ТК применяются подшипники с баббитовой заливкой. Бронзы БрОФЮ-1 и
БрОФ7-0,2 обладают хорошими антифрикционными свойствами, однако в не-
которых моторных маслах с присадками они склонны к коррозии, что приводит
к быстрому износу подшипников.
Качающаяся втулка может устанавливаться как в чугунном, так и в алюми-
ниевом корпусе. Плавающие втулки работают в чугунном корпусе. В алюминие-
вом корпусе необходимо устанавливать промежуточную стальную втулку с за-
каленной рабочей поверхностью.
Потери в упорных подшипниках составляют значительную долю суммарных
потерь на трение в подшипниках ТК, поэтому к проектированию упорных под-
шипников следует относиться серьезно. В ТК с опорами по концам ротора при-
меняются упорные подшипники с четырьмя—шестью нёподвижными подушками.
Между подушками фрезеруются каналы для подачи смазки. От каналов по на-
правлению вращения упорной пяты на подушках выполняются скосы под углом
15—30', способствующие образованию масляного клина. Обычно упорный под-
шипник объединяется с опорным и в последнем фрезеруется канал для подачи
масла к упорной поверхности. Скосы для подачи масла могут выполняться и на
упорной пяте. Для компенсации перекосов и выравнивания нагрузок на упорной
поверхности последняя может устанавливаться упруго через пакет тонких про-
кладок, зазоры между которыми заполняются маслом (рис. 82).
118

to
о
Рис. 82. Подшипники унифицированных турбокомпрессоров Пензенского дизельного завода
Допустимые удельные нагрузки на упорные подшипники с неподвижными
подушками составляют 2МПа. В турбокомпрессорах типа ТКР, у которых осе-
вые силы малы, скосы на подушках не делают. Упорные подшипники выполняют
из тех же материалов, что и опорные. Зазоры в упорном подшипнике составляют
1—3 от зазора в опорном.
Подшипники скольжения обычно смазываются маслом, циркулирующим
в системе смазки двигателя. Крупные ТК, устанавливаемые на мощные судовые
двигатели, имеют автономные системы смазки. Давление масла, подаваемого в под-
шипники, обычно 0,2—0,5 МПа, а для крупных ТК 0,05—0,1 МПа. Для преду-
преждения износа подшипников фильтры должны обеспечить тонкость фильтра-
ции масла 20 мкм. Такую тонкость фильтрации
масла дают полнопоточные бумажные фильтры.
Уплотнения ТК должны препятствовать по-
паданию масла из подшипников в его проточ-
ные части, а также газа и воздуха из проточных
частей в масляные полости. В ТК применяются
лабиринтные и контактные уплотнения. Лаби-
ринтные уплотнения практически не имеют из-
носа, однако они пропускают некоторое количе-
ство воздуха и газа, что может приводить
к увеличению давления в картере двигателя,
а также масла, попадающего в проточные части
ТК и загрязняющего их. Размещение лабиринт-
ных уплотнений требует большей по сравнению
с контактными уплотнениями длины. Они при-
меняются, как правило, в ТК с консольными
подшипниками. Большое распространение полу-
чили уплотнения из ленты, завальцованной в кольцевую канавку на валу и
закрепленной завальцованной проволокой (рис. 83). Материал ленты—никель или
сталь 1Х18Н9, 2Х18Н9 толщиной 0,3 мм. Материал проволоки — медь или кон-
стантан.
Из контактных уплотнений в ТК применяется в основном кольцевое, которое
представляет собой разрезное упругое кольцо типа поршневого, установленное
в канавку вала. Уплотнение долговечно только в том случае, если кольцо не вра-
щается и не прижимается боковой поверхностью к торцу канавки. Для того
чтобы кольцо оставалось неподвижным, сила трения по наружной поверхности,
определяемая упругостью кольца, должна быть больше осевой силы от перепада
давлений. Расчет напряжений в кольце производится по следующим форму-
лам [63]:
Рис. 83. Лабиринтное уплотне-
ние из завальцованной ленты
— 0.425Е.........
ои — 0.425Е. ,
где ои, (Ти — напряжения в кольце в рабочем состоянии и при надевании на вал,
МПа; Е — модуль упругости материала кольца, МПр; D — наружный диаметр
кольца, мм; b — радиальная толщина кольца, мм; f', f" — прогибы кольца в ра-
бочем состоянии и при надевании на вал, мм;
f' — е _ Sf
где е, s — зазоры в свободном состоянии кольца и в рабочем состоянии, мм.
Из условия надевания кольца на вал можно принять: f" = 7b—f'. Допускае-
мые напряжения для стальных колец составляют 600—900 МПа, для чугунных
колец — 200—250 МПа, причем большие значения относятся к кольцам малых
размеров.
121
Давление, развиваемое кольцом,
°й6"
'^°’33wb^-
Условие работоспособности кольца можно записать в виде
2p[ihD > Дргл/? (D — Z?),
где р, — коэффициент трения; h — осевая толщина кольца; Дрг — перепад дав-
лений, действующих на кольцо.
Если сила давления на кольцо больше силы трения, можно увеличить раз-
мер /i, установить два кольца последовательно либо в одной канавке. Осевой за-
зор между кольцом и канавкой должен быть несколько меньше зазора в упорном
подшипнике ротора. В этом случае при перемещении ротора из одного крайнего
положения в другое кольцо сдвигается и .-происходит замыкание зазора с другой
стороны кольца. Практически после перемещения ротора кольцо на соприкасается
со стенкой канавки, так как вследствие всегда имеющих место осевых вибраций
между ними устанавливается небольшой зазор.
Кольцевое уплотнение отличается высокой герметичностью и компактностью,
однако температура в зоне его размещения должна быть ниже температуры кок-
сования масла, что нужно учитывать при проектировании.
Хорошо зарекомендовали себя следующие пары материалов деталей уплот-
нения:
кольцо чугунное, втулка или вал из стали 40Х; твердость стенок канавки
HRC 37—44;'
кольцо из стали 65Г с хромированными торцами, втулка из стали 38ХА азо-
тированная.
При проектировании ТК.-с консольным расположением подшипников во из-
бежание уноса масла в двигатель необходимо исключить разрежение за первым
от подшипника уплотнением, сообщив эту полость с атмосферой (см. рис. 80)
или обеспечив подвод сжатого воздуха из компрессора (см. рис. 17).
29. НЕКОТОРЫЕ ВОПРОСЫ ПРОФИЛИРОВАНИЯ
И ТЕХНОЛОГИИ ЛИТЫХ РАБОЧИХ КОЛЕС
Наметилось несколько технологических решений для изготовления основ-
ного узла ТК — его ротора.
Для особо крупных ТК, как правило, роторы изготавливают по классичес-
кому варианту технологии: колесо компрессора, фрезерованное из кованого алю-
миниевого сплава с фрезерованным приставным ВНА; литые или штампованные
турбинные лопатки закреплены на диске елочным замком. Такое решение обеспе-
чивает максимальную прочность и надежность и его применение для ТК, выпу-
скаемых в малых и умеренных количествах, оправдано. Как решение, обеспечи-
вающее максимальную прочность, оно является единственным для ТК, рассчи-
танных на высокие степени повышения давления (лк 3). Однако подавляющее
большинство Т1\ выпускается для расхода воздуха до 3 кг/с и лк 2,5. При уме-
ренных размерах колес (£>к 400 мм) и окружных скоростях до 350 м/с возможны
технологические решения, обеспечивающие существенное повышение производи-
тельности труда. Таким прогрессивным методом формообразования для умерен-
ных скоростей является литье.
Колеса компрессоров с оптимальными газодинамическими характеристиками
получаются литьем в кокиль, колеса турбин — литьем по выплавляемым моде-
лям. Для обеспечения разборности форм при профилировании должны быть вы-
полнены определенные условия [20].
При профилировании радиальных колес необходимо обеспечить прочность и
жесткость лопаток и диска, а также форму профиля лопаток, дающую высокое
аэродинамическое качество и одновременно разборность формы. Эти требования
противоречивы, их не всегда удается выполнить одновременно. Необходимо исклю-
122
чить изгибные напряжения, т. е. иметь радиальное направление лопаток в сече-
ниях плоскостями, перпендикулярными оси колеса, а также малую толщину на
периферии при значительной толщине у корня.
На рис. 84 показаны сечения колеса рядом плоскостей, перпендикулярных
оси вращения. Отсутствие изгибных напряжений обеспечивается за счет того, что
средняя линия любого сечения лопатки проходит через ось вращения колеса. Вы-
пуклая и вогнутая поверхности лопатки представляют собой поверхности пере-
менного шага с центрами в точках и 02 соответственно. Углы поворота для вы-
пуклой поверхности (рг, для вогнутой — ф2. Варьируя взаимное расположение
центров Oi и 02, можно изменять прочность и жесткость лопатки в широких пре-
делах. Перемещение центров и 02 от центра колеса О (рис. 84, а) увеличивает
толщину лопаток у корня по всей длине, начиная от входа. В этом случае при
большой толщине лопаток резко увеличивается загромождение на входе у корня,
Рис. 84. К профилированию лопаток радиально-осевых колес
поэтому приходится увеличивать диаметр ступицы колеса. Малое расстояние
между центрами и 02 резко снижает жесткость лопатки и может привести к ее
разрушению от вибрации.
Прочная и достаточно жесткая лопатка получается при смещении центров
и 02 не только по горизонтали, но и по вертикали (рис. 84, б). В этом случае
расстояние от горизонтали определяется исходя из желаемого изменения толщины
лопаток на входе в колесо, а необходимое утолщение центральной части основа-
ния лопатки получается за счет смещения этих центров по вертикали. Толщина
лопаток на периферии выбирается минимальной и ограничивается технологи-
ческими возможностями литья (0,8—2,5 мм — для турбинных колес, 0,7—1,5 мм—
для колес компрессоров).
При обеспечении прочности, т. е. при радиальном направлении лопаток, тре-
бования аэродинамики и разборность формы (кокиля) не всегда удается совме-
стить. Разборка формы производится путем растаскивания вытеснителей, запол-
няющих межлопаточные каналы, по радиальным направлениям. Вытеснитель
будет выниматься без поворота только в том случае, если межлопаточный канал
(по направлению оси вытеснителя) не имеет невидимых участков поверхности
(рис. 85, а, в).
Если часть поверхности лопатки невидима (рис. 85, б), то форма разбираться
не будет. В этом случае можно обеспечить разборность формы, выполнив вытес-
нитель из двух частей, вынимаемых по различным направлениям. Это сильно
удорожает кокиль и усложняет процесс разборки. Для обеспечения высокого
к. п. д. компрессора поверхность лопатки в цилиндрическом сечении должна
иметь форму с переменным радиусом кривизны. При ст 0,25ч-0,35 и выпол-
123
нении лопаток по рис. 85, а угол раскрытия при входе в межлопаточный канал
(угол сужения на выходе для турбин) будет иметь величину v = 15ч-20°, что
дает высокие к. п. д. лишь при умеренных окружных скоростях.
Для получения высоких к. п. д. при ик = 280-4-400 м/с необходимы углы
v = 8ч-10°, однако они не могут быть обеспечены при удовлетворении требования
разборности кокиля. Малый угол раскрытия на входе может быть получен при
небольшом отступлении от требований прочности за счет некоторого отклонения
лопаток от радиального направления. В этом случае центры О± и О2 распола-
гаются несимметрично относительно центра О (рис. 84,.в). Положение центров
определяется следующим образом. В цилиндрическом сечении подбирается про-
филь кривой (парабола, лемниската и т. д.) и нахлест лопатки, обеспечивающие
Рис. 85. К проверке разборности формы для литья колес
необходимый угол раскрытия межлопаточного канала. Через точки а и b прово-
дят линии, параллельные направлению выема вытеснителя при разборке формы,
а через точки с и d — линии, обеспечивающие необходимую по соображениям
прочности и жесткости толщину средней части лопатки. Линии, проходящие
через точки а и с, органичивают выпуклую поверхность лопатки. Центр О нахо-
дится на их пересечении. Пересечение линий, проходящих через точки b и d,
определяет центр вогнутой поверхности 02. Взаимное расположение центров О,
и О2 может обеспечить большую или меньшую величину изгибных напряже-
ний в корневом сечении на входе или выходе из колеса. Чем меньше углы <рт
и ф2, тем больший требуется нахлест лопаток и тем больше изгибные напряжения.
Малые углы раскрытия межлопаточного канала требуется применять для
колес компрессоров с высокой степенью повышения давления воздуха. Угол
сужения на выходе из колеса центростремительной турбины может быть доста-
точно большим. В то же время вследствие большей плотности материала для
турбин на первом месте стоит требование повышения прочности, поэтому про-
точную часть колеса турбины сдедует профилировать по способу, показанному
на рис. 84, б. Для колес центробежных компрессоров, отливаемых в кокиль,
могут быть допущены существенные изгибные напряжения, так как запас проч-
ности у них получается еще достаточным. Поэтому колеса компрессоров пред-
почтительно профилировать с нахлестом, т. е. так, как показано на рис. 84, в.
Колеса компрессоров и турбин представляют собой достаточно сложные от-
ливки с резким переходом от тонкой лопатки к относительно толстому сечению
124
диска. Радиальное (или близкое к нему) направление лопаток обеспечивает сво-
бодную усадку отливки к центру колеса. Кокиль для отливки колеса с лопатками,
идущими по радиусу (без нахлеста), допускает усадку к оси отливки (по парал-
лельным сечениям) и препятствует усадке вдоль оси колеса, что может привести
к появлению трещин при литье колес из малопластичных сплавов. Кокиль для
отливки колеса с нахлестом обеспечивает усадку к центру отливки и с этой точки
зрения колеса с нахлестом являются предпочтительными.
' В последние годы распространение получает литье колес и сопловых аппара-
тов осевых турбин.
Обеспечение разборности форм цельнолитых сопловых аппаратов не вызы-
вает особых трудностей, необходимо лишь предусмотреть отсутствие «невидимых»
зон (по направлению выема части кокиля, образующей канал вытеснителя).
Выполнение аналогичного требования для колес осевых турбин с закрученными
по высоте лопатками, как правило, невозможно. В этом случае задача может быть
решена за счет выема вытеснителя с одновременным поворотом. Эта операция
трудно поддается механизации и требует ручного выполнения. Особые трудности
представляет выем первого (при разборке) вытеснителя. Его форма может от-
личаться от всех остальных.
Глава VII
ИСПЫТАНИЯ ТК
30. ПРОВЕДЕНИЕ ИСПЫТАНИЙ И ОБРАБОТКА ИХ РЕЗУЛЬТАТОВ
Отсутствие надежных методов не позволяет определять характеристики ком-
прессоров и турбин расчетным путем и оценивать влияние различных конструк-
тивных факторов на их протекание. Это обстоятельство приводит к необходимости
получать характеристики экспериментально на специальных стендах или на
двигателе.
В зависимости от поставленной задачи различают испытания, проводимые
с исследовательскими целями, заводские и испытания на двигателе. Заводские
испытания, регламентируемые ГОСТ 10033—68, проводятся заводом-изготови-
телем ТК и включают в себя приемочные, типовые и контрольные испытания.
Эти испытания служат для проверки соответствия ТК требованиям ГОСТ 9658—66,
а также правильности и стабильности технологии изготовления. Испытания
на двигателе предназначены для проверки соответствия ТК двигателю, при этом
точное определение ряда параметров ТК требует применения специальных изме-
рительных средств.
Результаты испытаний турбин и компрессоров представляются в виде харак-
теристик, при построении которых в качестве параметров применяются различ-
ные величины, определяющие подобие течения воздуха и газа. Для компрессоров
наиболее распространен способ изображения характеристик в виде зависимости
степени повышения давления лк и к. п. д. от приведенного расхода воздуха Gnp
при постоянных значениях приведенной частоты вращения ппр. Эти параметры
удобны тем, что при работе компрессора в нормальных атмосферных условиях
и отсутствии потерь на входе они численно равны действительным значениям
частоты вращения и расхода воздуха. Безразмерная характеристика компрессора
дает зависимость к. п. д. и коэффициента напора Нк от коэффициента расхода ст.
Для турбин, работающих на выпускных газах двигателей, характеристики
целесообразно представлять в виде зависимости к. п. д. т]т и пропускной способ-
ности pF от коэффициента напора НТ при постоянных значениях частоты вра-
щения цт. Такой способ изображения лучше всего согласуется со спецификой
расчета импульсных турбин и удобен при настройке ТК на двигателе. В неко-
торых случаях характеристики турбин изображают в виде зависимости степени
понижения давления лт и к. п. д. % от параметра расходаGT Кпри постоян-
ных значениях ит/К Тт.
В процессе испытаний необходимо точно выдерживать заданный режим, так
как сравнительно небольшие отклонения параметров приводят к значительному
разбросу результатов измерений. Например, отклонение частоты вращения от
заданной на 1% приводит к изменению адиабатной работы компрессора на 2%,
мощности — на 3%. Поэтому отклонение частоты врещения компрессора и тур-
бины от заданной не должно превышать 1%; температура газа перед турбиной
не должна отклоняться от заданной более чем на 10° С. Все отсчеты по показа-
ниям приборов должны производиться при установившемся режиме работы ТК.
Установившимся следует считать режим, при котором колебания измеряемых
параметров не превосходят по величине погрешности измерения. При определе-
нии границы помпажа компрессора следует иметь в виду, что ее положение за-
висит от величины объема нагнетательного трубопровода за компрессором.
С увеличением этого объема граница помпажа смещается в сторону больших рас-
126
ходов, а при уменьшении — наоборот. Поэтому объем за компрессором, принимае-
мый равным объему, заключенному между выходным сечением компрессора и
заслонкой, регулирующей давление, должен быть не менее объема системы впуска
двигателя, для которого предназначен ТК. Схема измерений при испытании ком-
прессора показана на рис. 86. Характеристики компрессора снимают при несколь-
ких значениях частоты вращения. В процессе испытаний следует устанавливать
частоту вращения пк с учетом абсолютной температуры перед компрессором Та
таким образом, чтобы сохранять примерно постоянными принятые приведенные
частоты вращения/гпр. Частота вращения'подсчитывается по следующей формуле
Рис. 86. Схема измерений при испытании компрессора:
1 — электронный частотомер; 2 — потенциометр; 3 — переключатель
пк=пВр . Изменение расхода воздуха достигается регулированием поло-
жения дроссельной заслонки, установленной за компрессором. Количество из-
мерений при каждой частоте вращения должно быть не менее 8—10 с равномер-
ным распределением их по всему диапазону расходов. Измерения начинают от
границы помпажа до максимального расхода, а затем повторяют в обратной
последовательности. К. п. д. компрессора желательно определять одновременно
температурным и мощностным методами. Методика и порядок обработки ре-
зультатов измерений показаны в табл. 8.
Температуры определяют с помощью графиков тарировки термопар по схемам,
представленным на рис. 89. Правильность измерения температур контролируется
по температуре воздуха на входе в компрессор, которая определяется по пере-
паду температур и температуре за компрессором, а также по показаниям термо-
пары, установленной на входе. Разница между этими значениями не должна пре-
вышать 1° С. Температура воздуха перед мерным устройством принимается равной
температуре воздуха за компрессором, в случае установки сопла или диафрагмы
за компрессором, и равной температуре воздуха на входе в компрессор при уста-
новке мерного устройства перед ним.
Избыточное давление перед мерным устройством (Дрм в табл. 8) относится
к случаю измерения расхода воздуха за компрессором. При измерении расхода
127
Таблица 8
Методика и порядок обработки результатов измерений
при определении характеристики компрессора
Параметры Расчетная формула
Частота вращения об/мин Избыточное давление воздуха за ком- прессором Лрк» МПа Разрежение на входе в компрессор кПа Избыточное давление перед мерным ус- тройством Дрм, МПа Перепад давлений в мерном устрой- стве ft.., кПа м Давление окружающего воздуха р0, МПа Температура холодного спая термо- пар t0, °C Э. д. с. термопары за компрессором мВ Э. д. с. термопары, измеряющей пере- пад температур, к, мВ Э. д. с. термопары перед компрессо- ром еа, мВ Измеряемые величины
Э. д. с., соответствующая температуре холодного спая, е0, мВ По графику терировки 1 — рис. 89
Сумма э. д. с. eQ -f- мВ % + ек
Температура воздуха за компрессо- ром tK, °C По графику терировки 1 — рис. 89
Абсолютная температура воздуха за компрессором TR, К 273 + tK
Э. д. с., соответствующая температуре По графику тарировки 1 — рис. 89
воздуха за компрессором, ек, мВ
Разность э. д. с. ек — Деа » мВ - Д1,а к
Температура воздуха перед компрессо- ром ta, °C По графику тарировки 5 — рис. 89
Абсолютная температура воздуха пе- ред компрессором Та, К 273 + ta
Э. д. с., соответствующая температуре холодного спая е , мВ 0 По графику тарировки 3 — рис. 89
Сумма э. д. с. е + еп 0 и ео еа
Температура воздуха перед компрессо- ром ta, °C По графику тарировки 3 — рис. 89
- Г 293
Приведенная частота вращения , Пк 1/
об/мин у а
Приведенная частота вращения для построения характеристики «Пр, об/мин Задается
128
Продолжение табл. 8
Параметры । Расчетная формула
Абсолютное давление воздуха перед ком- р0 - Ю-з Дра
прессором ра, МПа
Абсолютное давление воздуха перед мер- Ро ± Дрм
ным устройством рм» МПа
Плотность воздуха перед мерным устрой- 1О’рм/287Гм
ст в ом рм, кг/м3
Отношение Л„/ок, м/ м йм/10’рМ
Поправка на сжимаемость 8 По «Правилам 28—64»
Массовый расход воздуха Gr, кг/с Ле /Ю3омЛм
Приведенный расход воздуха Gnp» кг/с 0,101325 1/77 °к ра у 293
Приведенный расход воздуха для по- в'
строения характеристики Gnp, кг/с "Р ппр
Плотность воздуха на входе ра, кг/м3 1О’ра/287Та
Объемный расход воздуха QK, м3/с °к/Ра
Приращение давления воздуха в ком-- 10-Зрд + Дрк
прессоре Ара R, МПа
Степень повышения давления лк 1+±£1к. Ра
Степень повышения давления для по- ‘+к-окР/%Р)2
строения характеристики лк
Функция Д/к fe-l
< k -1
Адиабатное повышение температуры воз- А/
духа в компрессоре AZR, °C к
Действительный перепад температур воз- ^к *а
духа в компрессоре A/fl , °C
К- п. д. компрессора т)к А*к/Л*ак
Адиабатная работа компрессора Нк, 1005 А/к
Дж/кг
Окружная скорость колеса «к» м/с ^Л/б0
Величина и^/2, м2/с2 «’к/2
Коэффициент напора компрессора Нк нк
№
Площадь на входе в колесо Flt м2 ”dh/4
Коэффициент расхода ст ^k/Fiuk
9 Б. Я. Байков
129
воздуха мерным коллектором и торцовой диафрагмой Дрм равно нулю. Если диа-
фрагма или сопло установлено в трубопроводе перед компрессором, Дрм равно
разрежению перед мерным устройством. Поправка на сжимаемость для сопел
и диафрагм определяется по «Правилам 28—64» Ч Массовый расход воздуха
GK определяется по этим же «Правилам» в случае измерения диафрагмой или соп-
лом. При мерном коллекторе подсчет производится по формуле, приведенной
в п. 31. Так как при испытаниях трудно выдержать постоянной приведенную ча-
стоту вращения, то приведенный массовый расход воздуха Gnp и степень повыше-
ния Лк пересчитываются к принятой частоте вращения ипр с помощью зависимо-
стей, указанных в табл. 8. По опытным данным строят характеристики компрес-
сора. Границу помпажа проводят по крайним точкам устойчивой работы компрес-
сора.
Для контроля правильности полученных данных может быть использовано
уравнение, связывающее коэффициент напора и к.п.д. компрессора, которое при
отсутствии закрутки воздуха на входе имеет вид
Як = 2т]к(н+-у).
Коэффициент трения диска подсчитывается по формуле
_ 1
106jc b2cm ’
где 3,34-5,0 для колес полуоткрытого типа; Ь2~ Ь2ЮК—относительная
ширина колеса на выходе; ст — коэффициент расхода.
Обычно на расчетном режиме а = 0,04-4-0,08.
Коэффициент pi определяют по формуле (16). Отношение /7к/2т]к, полученное
по экспериментальным данным, должно быть близким к величине pt + а/2. Су-
щественное расхождение в этих величинах свидетельствует об ошибках, допу-
щенных при измерении параметров компрессора. Выражение /7к/2т]к можно пред-
_* _*
Тк — т _
ставить в виде const -5—. Поэтому, если Як/2т]к =f= ц + а/2, это может быть
«к
вызвано следующими причинами:
1) замеренный перепад температур в компрессоре отличается от фактического;
2) замеренная частота вращения не соответствует действительной.
Значения коэффициентов напора Нк в расчетной точке приведены в табл. 2.
По значению коэффициента напора можно проверить правильность измерения
давления воздуха за компрессором и частоты вращения.
Характеристики турбины снимают при работе на воздухе или на газе с по-
стоянными частотами вращения в диапазоне нагрузок от холостого хода до коэф-
фициента напора 3,0—3,5. При испытании на воздухе частоту вращения выбирают
из условия равенства чисел Маха при работе турбины на воздухе и на газе (ин-
декс в относится к воздуху, г — к газу)
1 /~т в
Птв=птг I/ ..........
г к?1 тг
Расход воздуха определяют из соотношения
р ___ Q ^2Г 1 f Нцв
Сгт в — Г ---- I/ —гт- •
•* 2В Г П Т Г
При испытании турбин следует учитывать, что баланс действующих на ротор
осевых сил из-за отсутствия компрессорного колеса изменяется. Это приводит
к изменению потерь в упорных подшипниках. При работе на воздухе потери в под-
1 «Правила 28 — 64» измерения расхода жидкостей, газов и паров стандартными
диафрагмами и соплами. М., Изд-во стандартов, 1965 г.
130
шипниках также изменяются вследствие того, что модельная частота вращения
отличается от рабочей. Поэтому для сравнительной оценки турбин удобнее поль-
зоваться внутренним к. п. д. т]/, который следует определять на каждом режиме
наряду с мощностным к. п. д. Для этого необходимо отдельно измерить потери в
подшипниках. Менее надежно определять его по перепаду температур в турбине.
Схема измерений при испытании турбины показана на рис. 87. Характеристики
Рис. 87. Схема измерений при испытании турбины:
1 — электронный частотомер; 2 — потенциометр; 3 — переключатель
турбины снимают при нескольких значениях частоты вращения. При каждой
частоте вращения делают 10—12 замеров при различных нагрузках на гидротор-
мозе. Снятие характеристики турбины необходимо начинать с холостого хода.
Переход на следующий режим достигается одновременным увеличением нагрузки
на гидротормозе и повышением давления воздуха или газа перед турбиной. После
достижения максимальной нагрузки измерения повторяют при обратной последо-
вательности изменения режимов работы турбины.
Методика и порядок обработки результатов измерений приведены в табл. 9.
Таблица 9‘
Методика и порядок обработки результатов измерений
при определении характеристики турбины
Параметры Расчетная формула
Частота вращения пт об/мин Нагрузка на гидротормозе Ргт, Н Нагрузка на корпусе подшипни- ков Рпод' н Измеренные величины
8*
131
Продолжение табл. 9
Параметры Расчетная формула
Избыточное давление воздуха или газа перед мерным устройством Дрм, МПа Перепад давлений воздуха или газа в мерном устройстве Лм, кПа Избыточное давление перед турби- ной Дрт, МПа Избыточное давление за турбиной Др2> кПа Э. д. с. термопары перед мерным устрой- ством е.., мВ м Э. д. с. термопары перед турбиной еТ, мВ Э. д. с. термопары, измеряющей перепад в турбине, Дет2, мВ Температура холодного спая термо- пар t0, °C Давление окружающего воздуха р0, МПа Расход топлива Стоп, кг/с Измеренные величины
Э. д. с., соответствующая температуре холодного спая, е0, мВ Сумма э. д. с. eQ 4- еТ, мВ Температура воздуха или газа перед турбиной tT, °C Абсолютная температура воздуха или газа перед турбиной ТТ, К Э. д. с., соответствующая температуре перед турбиной ет, мВ Разность э. д. с. ет — Д^т2» мВ Температура за турбиной t2, °C Абсолютная температура за турби- ной т2, к Э. д. с., соответствующая температуре холодного спая ед, мВ Сумма э. д. с. е0 + ем, мВ Температура перед мерным устрой- ством Л,, °C м По графику тарировки 1 — рис. 89 ео ет По графику тарировки 1 — рис. 89 273 + /т По графику тарировки 2 — рис. 89 4“ Дет2 По графику тарировки 2 — рис. 89 273 + t2 По графику тарировки ео + ем По графику тарировки
132
Продолжение табл. 9
Параметры Расчетная формула
Абсолютная температура перед мерным устройством 7\„ К м 273 +
Абсолютное давление перед мерным ус- тройством р.., МПа ' м Ро + дРм
Абсолютное давление за турбиной р2, МПа Ро 4- 10-3 Др2
Плотность воздуха перед мерным устрой- ством рм, кг/м3 10Ч,/2877м
Отношение h..lpM М/' м \/10Ч.
Поправка на сжимаемость 8 По «Правилам 28—64»
Массовый расход воздуха <?в, кг/с
Массовый расход газа GT, кг/с Gb ^топ
Падение давления в турбине Дрт2» МПа Дрт-ю-3 Др2
Степень понижения давления
Функция Д/т 1 - fe-1 JtT k
Адиабатный перепад температур в тур- бине д/т, °C Тт Д/т
Действительный перепад температур в турбине Д/Т2, °C ^Т ~ ^2
Внутренний к. п. д. турбины Т]£- А^тг/А^т
Адиабатная работа расширения воздуха в турбине /7Т, Дж/кг 1005 Д/т
Адиабатная работа расширения газа в турбине Дж/кг изо д/т
Адиабатная мощность Д^Трасп» кВт Мощность на валу турбины 7VT, кВт 10“3GTHT 10“3JtPrTZftT/30
Мощностной к. п. д. турбины Т]т ^т/^т расп
Мощность, теряемая в подшипни- ках>Л,под> кВт Мощность на колесе турбины кВт Ю-^под^т/30 ^под
Внутренний к. п. д. турбины Т]; расп
Механический к. п. д. турбины Т)мех Л/ 1 под N 1 расп
Окружная скорость колеса «т, м/с лПтпт/60
1328
133
Продолжение табл. 9
Параметры Расчетная формула
Величина и^/2, м2/с2 «?/2
Коэффициент напора Нт "т
«т/2
Плотность воздуха или газа за турби- ной р2, кг/м3 106р2/287Т2
Пропускная способность турбины |LiF, м2 °т/Р2 К27^
Примечание. / — длина плеча измерительного устройства, м.
31. ИЗМЕРЕНИЕ ОСНОВНЫХ ВЕЛИЧИН
РАСХОД ВОЗДУХА И ГАЗА
Расход воздуха через компрессор и турбину измеряют с помощью нормаль-
ных сужающих устройств—диафрагм, сопел и мерных коллекторов. Диафрагма
или сопло должны быть выполнены и установлены в соответствии с «Правилами
28—64». При измерении производительности компрессора мерное устройство уста-
навливают на входе. Это позволяет сопоставлять полученный на стенде расход
воздуха с расходом на двигателе. Расход газа через турбину удобнее определять
как сумму расходов воздуха и топлива. В этом случае расход воздуха измеряют
перед камерой сгорания. Основной недостаток нормальных сужающих устройств
заключается в необходимости длинных трубопроводов для их установки и относи-
тельно больших потерях давления в них.
При определении производительности компрессора значительное сокращение
измерительного трубопровода может быть достигнуто за счет использования тор-
цовых диафрагм и сопел [54]. Нормальные сужающие устройства не требуют
индивидуальной тарировки, так как коэффициент расхода и погрешности изме-
рений для них нормированы.
Перепад давлений в сужающем устройстве замеряют U-образным манометром.
Мерный коллектор представляет собой входной насадок, присоединенный
к гладкой цилиндрической трубе. Внутренний диаметр коллектора равен диа-
метру входа в компрессор. Он имеет длину, равную 6—10 диаметрам. Для полу-
чения равномерного поля скоростей в насадке его входная часть выполняется
по лемнискате; цилиндрический участок насадка полируют. На стенках этого
участка замеряют статическое давление р (МПа) в четырех точках, равномерно
расположенных по окружности. Расход воздуха определяют по формуле
G=lWwnF-^=y(k),
где т — коэффициент для воздуха, равный 0,0404; F — площадь входного на-
садка в месте измерения давления, м2, F = л7?2; Т* — температура, практически
равная абсолютной температуре воздуха перед мерным коллектором; у (X) —
функция расхода, определяемая с помощью таблиц газодинамических функций
по величине л (X) = р!р*> Статическое давление в насадке равно разности давле-
ния окружающего воздуха и замеренного разрежения р = р0 — Др. Потери дав-
ления в насадке чрезвычайно малы, поэтому полное давление равно давлению
окружающего воздуха р* = р0 и л (X) = 1 — &р/ръ\ kBX — коэффициент рас-
134
хода, определяемый тарировкой коллектора. Для тарировки трубкой полного1
напора необходимо замерить давление в нескольких точках по диаметру насадка
и статическое давление на стенках. В каждой точке вычисляют л (X) и находят
функцию расхода у (X). Затем определяют среднее значение функции у (Х)ср —
= -^2 jy (К) г dr. Коэффициент расхода равен къ*=у (tyCp/y (1), где у (X) опреде-
0
ляется по л (X). Коэффициент рас-
хода зависит от диаметра коллек-
тора и скорости воздуха в нем.
Обычно он равен 0,95—0,98. Потери
давления в мерном коллекторе
меньше, чем в нормальных сужаю-
щих устройствах. Перепад давле-
ний во входном насадке коллектора
измеряют микроманометром.
При измерении производитель-
ности компрессора на двигателе
необходимо учитывать, что колеба-
ния расхода, вызываемые преры-
вистым характером процесса вса-
сывания, обусловливают пульси-
рующий поток в мерном устрой-
стве. Планиметрирование осцилло-
грамм перепада давлений в мерном
устройстве показывает, что U-об-
разный водяной дифманометр реги-
стрирует средний интегральный
перепад. Так как расход воздуха
определяется средней величиной
корня квадратного из перепада дав-
лений, замер по дифманометру дает
Рис. 88. Погрешность измерения расхода воз
духа при пульсациях
завышенное значение расхода. По-
грешность зависит от относительной величины пульсаций 2Л/АМ, где А — сред-
няя амплитуда пульсаций и hM — средний интегральный перепад (рис. 88).
Видно, что при больших пульсациях погрешность достигает значительной вели-
чины. Форма импульсов перепада давлений в меньшей степени влияет на величину
погрешности.
Условия измерения расхода воздуха на двигателе с ТК принципиально не
отличаются от таковых для двигателя без наддува. Для получения достаточной
точности измерений между компрессором и мерным устройством необходимо вклю-
чать дополнительный объем, сглаживающий колебания расхода.
ТЕМПЕРАТУРА
Требованиям измерения температур воздуха и газа в ТК наиболее полно
отвечают термопары. Повышение точности измерения температуры воздуха до-
стигается за счет применения многоспайных термопар. Практически для измере-
ний перепада температур воздуха в компрессоре достаточно шести спаев, для из-
мерения температур на входе и выходе компрессора — трех спаев. Температуру
газа перед турбиной целесообразно измерять односпайными термопарами.
Термопара позволяет непосредственно измерять перепад температур в ком-
прессоре. Для этого горячие спаи устанавливаются за компрессором, а холодные—.
на входе в него. Холодные спаи термопар для измерений температур перед ком-
прессором и за ним выводятся на пульт управления и собираются в небольшой
коробке, температура внутри которой измеряется лабораторным термометром с це-
ной деления 0,ГС. Термоэлектродвижущую силу замеряют потенциометрами типа
ПП-1, КП-59, ПП-63. Несколько термопар подключают к потенциометру через
переключатель.
135
Определение величин /а, tK и Д/Ск возможно по следующим схемам:
О
2) /о —> ta ^ак. ^к>
3) /о “> ta\
^Д/Дк.
^0 ^к/
Погрешности измерения для этих схем будут различными. Анализ показы-
вает, что наибольшую точность дает схема 1. Ход определения температур ясен
Рис. 89. Ход определения температур по тарировочным графикам термопар
10
Таблица
Значения k для пары
хромель—копель
Интервал температур, °C k
0—50 14,90
50-100 13,90
100-150 13,25
из рис. 89. Расстояние точек замера температур от входного и выходного отвер-
стий компрессора и турбины должно удовлетворять требованиям к расположению
точек замера давлений. В трубопроводе термопары должны располагаться по
направлению потока за приемниками давления. Для осреднения температур по
сечению трубопровода спаи термопары располагают равномерно по его диаметру.
Более подробные сведения о термопарах можно
найти в специальной литературе [49, 52].
Изготовленную термопару необходимо про-
тарировать. Для этой цели могут служить тер-
мостаты, обеспечивающие поддержание задан-
ной температуры с точностью 0,05° С. Так как
для полного установления теплового режима и
получения минимального разброса точек необ-
ходимо длительно выдерживать термопару при
заданной температуре (40—60 мин), тарировка
производится в 6—8 точках потребного интер-
вала температур. По полученным данным мето-
дом наименьших квадратов находят уравнение
тарировочной кривой в виде t= а0+ а±е-{- а2е2,
при данной температуре. .Для проверки качества
где е — средняя термо-э.д.с.
тарировки по полученной формуле следует подсчитать температуры /, соответ-
ствующие замеренным термо-э.д.с., и сравнить их с исходными темпера-
турами t. При отсутствии грубых ошибок должно соблюдаться неравенство
t—Л^8тар, где 8тар=±( 8/+ у бе )— предельная погрешность тарировки. В этой
формуле 8/ — сумма погрешностей контрольного термометра и термостата;
8а — погрешность потенциометра; i — число спаев термопары. Значения коэф-
фициента k для пары хромель—копель приведены в табл. 10. Предельные погреш-
ности для указанных выше схем измерения многоспайными термопарами в интер-
вале температур 20—150° С приведены в табл. 11 [15].
136
Таблица 11
Предельные погрешности измерения температур (°C)
многоспайными термопарами
ед* 1ак eta et к
Число спаев Схемы измерения
1 2 3 1 2 3 1 2 3
9 0,7 0,7 2,7 2,0 1,4 1,4 1,4 2,0 1,4
6 0,9 0,9 3,4 2,6 1,7 1,7 1,7 2,6 1,7
3 1,6 1,6 5,3 4,2 2,7 2,7 2,7 4,2 2,7
При работе с термопарами могут иметь место значительные систематические
погрешности, связанные с отводом и подводом теплоты к спаям по корпусам, за-
грязнением спаев содержащийся в воздухе сажей. Для уменьшения отвода тепла
от термопар, установленных на выходе из компрессора, можно рекомендовать на-
девание на мерный участок трубы наружного кожуха, под которым пропускать
горячий воздух. Отбор воздуха производится из трубы по нескольким отверстиям
за мерным участком. Для уменьшения подвода теплоты к термопарам, установлен-
ным на входе, трубы следует изолировать от корпуса компрессора прокладкой из
материала с малой теплопроводностью. Отложение сажи на спаях термопар при-
водит к снижению сопротивления изоляции и уменьшению измеряемой э. д. с.
В связи с этим спаи следует периодически промывать бензином или спиртом и
проверять сопротивление изоляции термопар. По этой же причине не следует та-
рировать термопары в воде.
ДАВЛЕНИЕ
Давления воздуха и газа на входе и выходе компрессора и турбины измеряют
в трубопроводах, присоединенных к соответствующим фланцам и имеющих ту
же форму и площадь поперечного сечения. Расстояние точек замера от входного
и выходного сечений копрессора и турбины не должно превышать одного диа-
метра этих отверстий или диаметра круга, равного по площади, в случае некруг-
лого отверстия. Статические давления измеряют на стенке трубопровода через
отверстия диаметром 0,8—1,0 мм. Кромки отверстий со стороны потока не должны
иметь заусенцев и фасок. В одном сечении по периметру равномерно располагают
четыре точки измерения, объединяя их кольцевыми трубопроводами с подсоеди-
нением к одному измерительному прибору.
Полные давления в трубопроводе удобно измерять осредняющим насадком
полного давления, показанным на рис. 90. Приемные отверстия насадка распо-
лагают на средних окружностях равновеликих кольцевых площадей. Полные
давления можно также вычислять по измеренным значениям статических давле-
ний и расхода воздуха с помощью газодинамических функций у (X) и л (у). На-
садки для измерения полных и статических давлений в потоке подробно описаны
в специальной литературе [12, 48, 49]. Статическое давление по сечениям про-
точных частей турбины и компрессора, как правило, также измеряют на стенках,
так как пневмометрические насадки могут вносить большие искажения в поток
при относительно малых размерах сечений проточных частей.
При определении потерь в корпусах и сопловых аппаратах турбин целе-
сообразно использовать осредняющие насадки полного давления. Насадок
(рис. 90, а) в этом случае устанавливается на входе в корпус, а насадок, показан-
ный на рис. 90, б,— на выходе из соплового аппарата. Высота насадка опреде-
ляется высотой лопаток соплового аппарата. Зенкерование приемных отверстий
трубок под углом 60° или напайка одностороннего козырька делает насадок не-
чувствительным к скосу потока в пределах ± 25°. Измерение перепада давлений
между^двумя такими насадками позволяет определить потерю полного давления.
137
В качестве регистрирующих приборов при измерении давлений в ТК приме-
няют U-образные жидкостные и механические манометры. U-образные манометры
используют для измерения низких давлений и небольших перепадов давлений.
Рабочей жидкостью в них служит вода. Применение ртути нежелательно из-за
токсичности ее паров и опасности загрязнения. Вряд ли целесообразно приме-
нять и специальные жидкости, имеющие большую, чем у воды, плотность, так
как извести ые до сих пор жидкости агрессивны и быстро разрушают резиновые
соединения.
U-образные манометры обычно изготавливают из стеклянных трубок. Иногда
используют полихлорвиниловые или полиэтиленовые трубки. Для уменьшения
погрешности от поднятия или опускания жидкости под действием капиллярных
Рис. 90. Осредняющие насадки полного давления: а — для
измерения в трубопроводе;
б — для измерения за сопловым аппаратом турбины
сил (капиллярной депрессии) внутренний диаметр трубок должен быть не менее
8 мм. При прокладке соединительных линий к U-образному манометру необхо-
димо следить за тем, чтобы не образовывались изгибы трубок, в которых может
скапливаться сконденсировавшаяся или выброшенная из манометра вода. Пре-
небрежение этим правилом может привести к большой погрешности измерений.
Погрешность измерения водяными дифманометрами равна ±20 Па.
Малые давления (до 1—2 кПа) измеряют жидкостными микроманометрами
с наклонной трубкой. Более высокую точность измерения дает микроманометр
нулевого типа, в котором приложенное давление уравновешивается за счет пере-
мещения резервуара с жидкостью, а уровень жидкости в трубке остается неиз-
менным [13].
Высокие давления измеряют механическими манометрами. Наибольшее
распространение получили манометры с трубчатыми пружинами Бурдона. При
испытаниях ТК следует применять манометры классов точности 0,5 и 0,35. Мано-
метры необходимо устанавливать так, чтобы шкала располагалась вертикально,
а надписи на ней — горизонтально. Особое внимание следует обращать на вибро-
изоляцию манометров. При пульсациях давления в измерительной магистрали
следует устанавливать небольшие емкости с дросселирующими отверстиями.
К группе механических приборов для измерения давления относится также
групповой регистрирующий манометр ГРМ-2 класса точности 0,5, позволяющий
138
одновременно измерять и регистрировать на бумаге результаты измерения дав-
ления, разрежения или перепадов давления в 20 точках. Он работает по принципу
силового уравновешивания давления, действующего через сильфон на одно плечо
рычага, усилием пружины на другом его плече. Натяжение пружины служит
мерой давления. Компенсация давления производится автоматически. Реги-
страция осуществляется в условных единицах, которые легко расшифровываются
при обработке результатов измерений.
При измерении давлений большое значение имеет запаздывание в манометри-
ческой системе, вызываемое конечной скоростью распространения воздуха или
газа в ней, сопротивлением измерительной линии, инерционностью движущихся
масс. Это обстоятельство особенно необходимо учитывать при автоматизации из-
мерения полей давлений. Эксперименты показывают, что при мгновенном изме-
нении давления в приемном отверстии пневматического насадка изменение дав-
ления в измерителе подчиняется экспоненциальному закону. Поэтому запазды-
вание может быть оценено постоянной времени манометрической системы Т,
равной времени, в течение которого давление в измерителе достигает 63% началь-
ного перепада. Полное время запаздывания ЗТ. В ЦНИДИ [46] эксперимен-
тально были определены постоянные времени для манометрической системы,
состоящей из насадка длиной ПО—224 мм с внутренним диаметром 0,65—2,35 мм,
соединительной трубки значительно большего диаметра и тензометрического
датчика давления, при перепадах давления 5—50 кПа. Объем системы изменялся
от 25 до 520 см3. Полученные данные хорошо аппроксимируются формулой
г 7 54 1
Т = 0,212рУ -1^1 —sin (3,02^ — 0,97) (L + 220) (1,02-10"2Др + 0,105),
где р, — коэффициент динамической вязкости воздуха, Па-с; V — объем мано-
метрической системы, см3; d — диаметр насадка, мм; L—длина насадка, мм;
Др — перепад давления, кПа.
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ
Наиболее удобными приборами для измерения частоты вращения роторов
ТК являются электронные цифровые частотомеры. Они обладают высокой точ-
ностью и чувствительностью, не имеют ограничения по частоте вращения и обес-
печивают дистанционное измерение. Из выпускаемых отечественной промышлен-
ностью можно использовать электронные частотомеры типа 43-22, 43-24, 43-33
и др. Для непрерывного контроля за частотой вращения удобен частотомер типа
/ 2 3
Рис. 91. Датчик частоты вращения:
1 — магнит; 2 — магнитопровод с обмоткой; 3 — корпус
43-7, имеющий выход на стрелочный прибор, шкала которого отградуирована
в герцах. Указанные приборы отсчитывают импульсы, поступающие с установ-
ленного на ТК датчика.
Весьма просты и надежны датчики индукционного типа с постоянными ма-
гнитами, в которых импульс возбуждается при изменении зазора между магнитом
датчика и вращающейся деталью. Такие датчики могут иметь малые размеры и
дают импульс достаточно большой амплитуды. Простейшая конструкция датчика
показана на рис. 91. Датчик устанавливают около вращающейся детали с зазором
0,5—1,0 мм. Обычно датчик устанавливают около гайки компрессора в случае
консольного ротора либо в полости подшипника в случае бесконсольного ротора.
При работе турбины на воздухе датчик может быть установлен и со стороны тур-
139
бины. Если конец ротора со стороны турбины выполнен из немагнитного мате-
риала, для возбуждения импульса в датчике на торец хвостовика следует на-
паять оловом отрезок стальной проволоки диаметром 2—3 мм.
Импульсы, поступающие от датчика, не должны иметь дополнительных
всплесков и других помех, так как это приводит к завышению частоты вращения
при измерении электронными частотомерами. Провода, идущие от датчика, необ-
ходимо экранировать, а один конец обмотки датчика заземлять. Во многих слу-
чаях помехи устраняются при преобразовании сигнала от датчика в формирующем
усилителе. Усилитель имеет регулируемый уровень ограничения поступающего
сигнала и дает на выходе импульсы постоянной продолжительности и ампли-
туды.
КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ
Потребляемый компрессором крутящий момент целесообразно измерять с по-
мощью балансирного мультипликатора, корпус которого установлен на под-
шипниках качения. На корпус мультипликатора передается крутящий момент,
равный разности крутящих моментов на входном и выходном валах. Усилия,
определяемые этим моментом, через систему рычагов, разгружающих подшип-
ники корпуса от нагрузок, передаются на измерительное устройство. Крутящий
момент, потребляемый компрессором Л4К, связан с моментом Мм, замеренным
на корпусе мультипликатора, моментом трения Мтр и передаточным отношением
i формулой
__ Мтр __ Мм
к i + 1 i
~ ------------± 1
Лмех
Знак плюс относится к случаю вращения входного и выходного валов в раз-
ных направлениях; при вращении валов в одном направлении следует брать знак
минус.
Момент трения Л4тр или механический к. п. д. т]мех может быть определен
предварительной тарировкой мультипликатора при различных нагрузках, часто-
тах вращения и температурах смазочного масла с помощью гидротормоза. Однако
точнее и удобнее потери в мультипликаторе определять непосредственно при испы-
таниях компрессора калориметрическим способом. Для этого необходимо допол-
нительно замерить объемный расход масла через мультипликатор V (м3/с) и тем-
пературы масла на входе и выходе /2 мультипликатора
.. 30 Vpi . . . .
^тр — ~ ~ (С2^2 — С1^1) >
J V *
где clt с2 — удельные теплоемкости масла (Дж/кг-К) при температурах и /2
соответственно; р — плотность масла, кг/м3; пк — частота вращения компрес-
сора, об/мин.
Расход масла измеряется турбинным расходомером [7], установленным в мас-
ляной нагнетательной магистрали мультипликатора. Расходомер предвари-
тельно тарируется при разных температурах масла. Температуры масла измеряют
многоспайными термопарами. Таким образом, дополнительные величины изме-
ряются теми же приборами, которыми измеряются температуры и частота враще-
ния компрессора.
При раздельной установке отсека компрессора Л4К включает в себя также по-
тери на трение в подшипниках его вала Л4П0Д. Эти потери обычно принято отно-
сить к турбине, поэтому их также следует замерить. Для рассматриваемого слу-
Анализ случайных погрешностей показывает, что точность измерения кру-
тящего момента компрессора определяется погрешностью измерения реактивного
крутящего момента на мультипликаторе. Погрешности измерения остальных
1 40
величин мало сказываются на потребляемом компрессором крутящем моменте.
При тщательной тарировке весоизмерительного устройства балансирного мульти-
пликатора предельная относительная погрешность измерения крутящего момента
составляет не более ± 1 %.
Необходимо учитывать также и систематические погрешности, особенно по-
тери тепла через корпус и тепловую аккумулирующую способность металли-
ческих деталей мультипликатора. Потеря тепла через корпус мультипликатора,
как правило, невелика и дает погрешность порядка 0,1—0,5%. Эта погреш-
ность всегда завышает Мк. Вторая погрешность может увеличивать или умень-
шать Мк в зависимости от нагрева или охлаждения мультипликатора. Средство
борьбы с этой погрешностью — более длительная выдержка режима перед
измерением.
Крутящий момент турбины измеряется с помощью гидротормоза. Конструк-
ция одного из таких гидротормозов показана на рис. 92. В случае, когда под-
шипники расположены внутри ротора, диск гидротормоза устанавливают вместо
компрессорного колеса. При консольных подшипниках для испытания турбины
необходимо изготавливать специальный вал с удлиненным концом. Возможно
также использование отдельного гидротормоза, соединенного с ротором турбины
торсионным валиком. Поглощаемая гидротормозом мощность регулируется
141
наполнением его водой. Воду необходимо подавать из бака, в котром должен под-
держиваться постоянный уровень. Температура выходящей из тормоза воды не
должна превышать 70° С. Реактивный момент, воспринимаемый корпусом тор-
моза, через рычаг передается на циферблатные весы, квадрантную весовую головку
или измерительную месдозу. Нечувствительность гидротормоза, равная мини-
мальному грузу, вызывающему перемещение статора, не должна превышать 0,5%
от наибольшей измеряемой величины.
Диаметр диска тормоза D (м) находится по заданным мощности турбины
Л/т (кВт) и частоте вращения пт (об/мин) по формуле
Л'т = 7,36-10~8п8О5.
Коэффициент в этой формуле относится к гладким дискам и полному запол-
нению тормоза водой.
Особенность гидротормозов дискового типа заключается в неустойчивой
работе при малых наполнениях, приводящей к значительным колебаниям частоты
вращения. При малых наполнениях зависимость поглощаемой мощности от тол-
щины водяного кольца гораздо сильнее, чем от частоты вращения. Поэтому не-
большие изменения толщины водяного кольца, связанные с колебаниями мощ-
ности турбины, вызывают значительные изменения частоты вращения. Для устра-
нения этого толщину водяного кольца делают независимой от частоты вращения
тормоза, что достигается отводом воды с внутренней поверхности водяного кольца
черпательной трубой (рис. 93). Нельзя допускать работу стенда с высоко-
частотной вибрацией тормоза, так как это приводит к неучитываемому рассеянию
энергии и дает значительные погрешности при определении к. п. д. турбины.
При этом может и не быть увеличенного разброса точек на характеристике тур-
бины.
Предельная относительная погрешность измерения крутящего момента тур-
бины с помощью гидротормоза не превосходит ± 1 %.
32. ИСПЫТАТЕЛЬНЫЕ СТЕНДЫ
ТК характеризуется очень широким диапазоном рабочих частот вращения
(7000—100 000 об/мин) и мощностей (3—3000 кВт). Поэтому для испытания ТК
различных размеров применяют несколько типов стендов. Наибольшее распро-
странение имеют стенды с открытым контуром, в которых воздух засасывается
компрессором из атмосферы и отводится в нее.
Компрессоры самых малых ТК можно испытывать без их разборки. Приводом
служит турбина ТК, работающая на сжатом воздухе. Работа на горячих газах
или паре менее желательна из-за подогрева корпуса компрессора и невозмож-
ности поэтому оценить действительное значение к. п. д.
Для испытания средних и крупных компрессоров такая схема неприемлема,
так как она требует больших расходов воздуха. В таких случаях предпочтитель-
нее применение стендов с механическим приводом через мультипликатор. В ка-
честве приводного двигателя может использоваться дизель или электромотор.
Стенды с дизельным приводом требуют значительно меньших площадей, проще
в обслуживании и обладают большей автономностью. В связи с высоким уровнем
шума компрессора стенд следует располагать в звукоизолированном помещении,
а на трубопроводах подвода и отвода воздуха необходимо устанавливать глуши-
тели шума. Управление приводным двигателем и замеры во время испытаний
осуществляются дистанционно из звукоизолированного помещения. Стенд дол-
жен быть оборудован приборами для контроля параметров компрессора и дви-
гателя, а также системой автоматической остановки двигателя в случае аварии.
Стенд для испытания турбин включает в себя источник сжатого воздуха,
камеру сгорания и нагрузочное устройство (гидротормоз). Источником сжатого
воздуха может служить компрессорный стенд. Камеры сгорания работают на
дизельном топливе, нагнетаемом шестеренчатым насосом. Температура газов
регулируется редукционным клапаном, перепускающим часть топлива из на-
гнетательного трубопровода. Разработанная в ЦНИДИ конструкция стенда для
142
оз
Рис. 93. Стенд дЛя испытания турбин ТКР-11
и ТКР-14
испытания турбин ТКР-11 и ТКР-14 показана на рис. 93. Для измерения потерь
трения в подшипниках турбины ее корпус установлен балансирно.
При заводских контрольных испытаниях ТК работает на газе. Характери-
стики компрессора и тубины при таких испытаниях не снимают, поэтому работа
ТК осуществляется по замкнутому циклу. Засасываемый компрессором воздух
поступает в камеру сгорания стенда, а газы подаются в турбину. Для пуска ТК
необходим посторонний источник воздуха, который после выхода ТК на режим
отключают. Фирма «Броун Бовери» на стенде для испытания ТК типа VTR320
и VTR400 [79] применила регенераторы для подогрева воздуха, поступающего
в камеру сгорания, отходящими газами. Для быстрого монтажа и демонтажа
испытуемых ТК с различным расположением присоединительных патрубков
подводящие и отводящие трубопроводы расположены на поворотном кольце,
а фланцы имеют уплотнения в виде поршневых колец. Испытательная станция
бывшего Дергачевского машиностроительного завода для испытания турбоком-
прессоров ТКР-П описана в работе [72].
33. ИСПЫТАНИЯ И НАСТРОЙКА ТК НА ДВИГАТЕЛЕ
Под настройкой понимаются согласование расходных характеристик двига-
теля и ТК, совмещение зоны высоких к. п. д. ТК с основными эксплуатационными
режимами работы двигателя и обеспечение необходимого запаса по помпажу
компрессора.
Настройка ТК зависит от назначения двигателя. Работа по нагрузочной
и винтовой характеристикам требует обеспечения лучшего воздухоснабжения
двигателя на режиме номинальной мощности, поэтому ТК для таких двигателей
следует настраивать на этот режим. Для транспортного дизеля настройка про-
изводится на режим максимального крутящего момента. Выполнение проходных
сечений турбины и компрессора в соответствии с результатами расчетов по мето-
дикам, изложенным в гл. III и IV, требует сравнительно незначительной наст-
ройки ТК на двигателе.
Для ускорения работ по настройке ТК желательно иметь сменные сопловые
аппараты и лопаточные диффузоры с проходными сечениями, несколько боль-
шими и меньшими (на 5—10%) расчетных значений. Необходимо также иметь
стендовые характеристики компрессора и турбины.
Настройка ТК производится по результатам его испытания на двигателе.
При работе двигателя по нагрузочной характеристике, проходящей через расчет-
ную точку, замеряют расход воздуха и давление наддува. Желательно замерять
также частоту вращения ротора ТК- Полученные результаты наносят на харак-
теристику компрессора и по ним строят расходную характеристику двигателя
(рис. 94). Если степень повышения давления и частота вращения ТКв заданной
точке равны расчетным, ТК следует считать настроенным (точка Л). Если степень
повышения давления больше или меньше расчетной (точки В и С), то по взаимному
положению характеристик компрессора и двигателя можно судить о причинах
их несовпадения. При близкой к расчетной частоте вращения ТК причина несов-
падения заключается в несоответствии характеристики компрессора расходу воз-
духа через двигатель (рис. 94, а). В этом случае необходимо характеристику ком-
прессора сдвинуть в сторону больших или меньших расходов воздуха. Если ча-
стота вращения ТК значительно отличается от расчетной (рис. 94, б), необходимо
изменить пропускную способность турбины. Сдвиг характеристики компрессора
при безлопаточном диффузоре достигается изменением диаметра входа в компрес-
сор примерно пропорционально корню квадратному из отношения расчетного
и фактического расходов. В некоторых случаях следует также изменить ширину
колеса на выходе пропорционально отношению расходов воздуха. При лопаточном
диффузоре обычно достаточно изменить проходное сечение диффузора на входе,
например, путем изменения угла установки лопаток.
Запас по помпажу, характеризуемый величиной /(й*) —(ин‘
деке п относится к границе помпажа, индекс р — к расчетной точке), для наст-
роенного компрессора должен составлять 0,10—0,15.
144
Требования к точности согласования расходных характеристик двигателя и
компрессора растут с увеличением давления наддува, так как рабочий диапазон
компрессора при этом сужается, а его характеристики становятся круче. Компрес-
сор с лопаточным диффузором также требует более точного согласования харак-
теристик. Если характеристика компрессора отсутствует, то о его соответствии
двигателю можно судить по изменению общего к. п. д. ТК с изменением нагрузки.
Для компрессора, настроенного на слишком малый расход воздуха, к. п. д. ТК
на малых ре очень низок, резко растет с увеличением ре и не достигает максимума
в пределах всей нагрузочной характеристики при расчетной частоте вращения.
В этом случае следует раскрыть диффузор. Компрессор, настроенный на слишком
большой расход воздуха, на малых нагрузках двигателя дает достаточно высокий
общий к. п. д. ТК, при нагрузке 30—50% к. п. д. достигает максимума и затем
Рис. 94. Совмещенные расходные характеристики двигателя и компрес-
сора: а — частота вращения ротора ТК равна расчетной; б — частота
вращения ротора ТК отличается от расчетной (индекс р относится к рас-
четным параметрам)
падает. На режиме полной нагрузки возможен помпаж. При правильно подобран-
ном лопаточном диффузоре к. п. д. ТК на малых нагрузках составляет 20—40%
и достигает максимума при нагрузке 70—90%. При наддуве транспортного дви-
гателя зону максимальных к. п. д. ТК следует смещать в сторону меньших ча-
стот вращения двигателя, а на режиме номинальной мощности к. п. д. ТК может
быть меньшим. Измерение частоты вращения ротора ТК Дает возможность оценить
соответствие характеристик компрессора и двигателя по величине коэффициента
напора Нк. Если Нк меньше значений, приведенных в табл. 2, то компрессор
работает неудовлетворительно. Это может быть как при плохом согласовании
расходных характеристик компрессора и двигателя, так и при неудовлетвори-
тельном качестве самого компрессора. В первом случае необходимо сместить
характеристику компрессора, во втором — провести стендовые испытания и до-
водку компрессора, возможно с существенным изменением колеса и корпусных
деталей.
К настройке турбины предъявляются более жесткие требования, так как
режим работы ТК в большей степени определяется пропускной способностью
турбины, а не настройкой компрессора. Если при удовлетворительном согласо-
вании расходных характеристик двигателя и компрессора степень повышения
давления наддува на расчетном режиме оказывается меньше или больше потреб-
ной, следует соответственно уменьшить или увеличить площадь проходного се-
чения соплового аппарата турбины. Изменение площади соплового аппарата
осуществляется изменением угла установки сопловых лопаток. Для ускорения
доводочных работ применяют также подгибку выходных кромок сопловых ло-
паток в осевых турбинах и подрезку соплового аппарата по торцу в радиально-
Ю Б. П. Байков 145-
осевых турбинах. При значительных (более 20%) изменениях площади сопло-
вого аппарата необходимо изменить также и площадь выхода из рабочего колеса
турбины с тем, чтобы сохранить оптимальную величину степени реакции. В ра-
диально-осевых турбинах это достигается изменением диаметра выхода колеса.
В осевых турбинах необходимо изменить угол установки рабочих лопаток.
Можно уменьшить одновременно диаметры соплового аппарата и рабочего ко-
леса, однако с целью сохранения расчетного значения Нт необходимо при этом
уменьшить диаметр компрессорного колеса и увеличить частоту вращения
ротора.
Правильность выбора режима импульсной турбины проверяется по мето-
дике, изложенной в гл. IV. Чем выше импульсность потока, тем тщательнее
должен быть выбран режим работы турбины, так как в этом случае сужается об-
ласть характеристики с высоким к. п. д. Если максимальное давление импульса
существенно больше расчетного значения, повышение к. п. д. турбины может
быть достигнуто уменьшением диаметра колеса компрессора. Это ведет к увели-
чению частоты вращения ротора (окружной скорости) и повышает к. п. д. турбины
при срабатывании больших теплоперепадов.
Увеличение среднего эффективного давления двигателя при неизменной ча-
стоте вращения требует повышения давления наддува и перенастройки ТК-
При этом прежде всего необходимо уменьшить пропускную способность турбины.
Изменения в компрессоре зависят от диапазона расходов и пологости его харак-
теристик. Если форсирование двигателя невелико, то по компрессору изменения
могут не потребоваться. При значительном увеличении ре зону максимальных
к. п. д. компрессора необходимо сместить в сторону больших давлений, а расход-
ную характеристику — в сторону меньших расходов во избежание помпажа.
Смещение зоны высоких к. п. д. компрессора достигается путем некоторого умень-
шения ширины колеса на выходе и уменьшения угла установки лопаток диффу-
зора. Значительное увеличение давления наддува может привести к тому, что
потребные проходные сечения ТК станут слишком малыми для данного типо-
размера ТК и возникнут трудности с сохранением к. п. д. на допустимом уровне.
В этом случае необходимо проверить возможность перехода на ближайший мень-
ший типоразмер ТК.
Увеличение номинальной частоты вращения двигателя при постоянном ре
приводит к росту объемного расхода воздуха. Для сохранения давления наддува
на прежнем уровне следует увеличить пропускную способность турбины примерно
пропорционально частоте вращения двигателя. Характеристику компрессора
необходимо сдвинуть в сторону больших расходов. Незначительное увеличение
частоты вращения двигателя возможно и без перенастройки компрессора, если
он имеет достаточно широкую зону высоких к. п. д. и новая расходная характе-
ристика двигателя укладывается в эту зону.
Охлаждение наддувочного воздуха увеличивает его плотность и приводит
к смещению расходной характеристики двигателя в сторону больших расходов.
При сохранении мощности двигателя постоянной давление наддува несколько
падает из-за гидравлического сопротивления холодильников воздуха. В случае
достаточно широкой зоны высоких к. п. д. компрессора охлаждение наддувочного
воздуха не требует перенастройки ТК- Настройка ТК при увеличении мощности
двигателя с охлаждением воздуха не отличается от описанного выше случая фор-
сирования двигателя по ре.
Изменение гидравлических сопротивлений перед и за ТК существенно влияет
на его параметры и требует перенастройки турбины и компрессора. Увеличение
сопротивления перед компрессором снижает главным образом расход воздуха,
а противодавление за турбиной — давление наддува. Для сохранения расхода
воздуха через двигатель необходимо увеличить давление наддува путем умень-
шения пропускной способности турбины. При этом может также потребоваться
сдвиг характеристики компрессора в сторону меньших расходов.
Во многих случаях, особенно при большом перекрытии фаз открытия впуск-
ных и выпускных клапанов, когда наличие или отсутствие продувки цилиндров,
и, как следствие, параметры двигателя зависят от сравнительно небольших из-
менений давления наддува, настройку ТК и доводку рабочего процесса прихо-
дится проводить одновременно, последовательно приближаясь к оптимуму.
146
При испытаниях на двигателе непосредственное определение к. п. д. компрес-
сора и турбины затруднительно. Поэтому обычно определяют общий к. п. д. ТК
по средним параметрам. Для этого замеряют давления и температуру перед ком-
прессором и турбиной и давления за ними и вычисляют к. п. д. по формуле
<к = 0,89 4^.
тк ЫтТт
Замерив расход воздуха, можно по рабочей характеристике компрессора
оценить его к. п. д. и затем вычислить к. п. д. турбины. Однако для сопоставления
полученного к. п. д. турбины с данными стендовых испытаний необходимо учесть
как дополнительные потере, так и выигрыш энергии за счет импульсности потока.
Эти факторы могут быть учтены с помощью коэффициента (см. рис. 95)
^тк
Лт= Т7-----.
k
Помимо проверки настройки ТК испытания на двигателе позволяют выявлять
слабые места его конструкции. Наиболее характерными неисправностями яв-
ляются выход из строя подшипников и поломка лопаток рабочих колес импуль-
сных турбин. Причинами выхода из строя опорных подшипников могут быть
плохая балансировка ротора, работа на критической частоте вращения при не-
достаточном демпфировании в подшипниках, автоколебания ротора на масляном
слое подшипника. Признаками плохой балансировки ротора являются натиры
и наволакивания металла подшипника на шейках вала, которые располагаются
с одной стороны обеих шеек при большой несбалансированной силе (либо выхо-
дит из строя только один подшипник), а при большом несбалансированном мо-
менте натиры на шейках смещены на 180°. Более тщательная балансировка, как
правило, устраняет неисправность. Работа на критической частоте вращения
ротора может приводить к разрушению подшипников вследствие изгиба вала,
который обнаруживается по остаточному прогибу. У роторов с консольными ко-
лесами остаточный прогиб появляется на компрессорном конце вала.
В подшипниках скольжения ТК практически всегда имеют место автоко-
лебания ротора, иногда с большой амплитудой. Появление автоколебаний и ин-
тенсивность роста амплитуды зависят от конструктивных особенностей ротора
и подшипников. Более склонны к автоколебаниям роторы ТК с консольными ко-
лесами. Подшипник выходит из строя, когда амплитуда автоколебаний возрастает
до величины радиального зазора. Такое повреждение в подшипниках характери-
зуется круговыми натирами на шейках вала. Это же наблюдается при недоста-
точном подводе масла к подшипникам, однако повреждение наступает при мень-
шей частоте вращения. Амплитуда автоколебаний ротора может быть уменьшена
путем применения плавающих или многоклиновых подшипников. Радикальной
мерой, обеспечивающей работу ТК на критической частоте вращения, является
увеличение диаметра вала. Доводку подшипников и ротора удобнее вести на
специальном стенде, а не на двигателе.
Определение критической частоты вращения ротора ТК на двигателе про-
изводится следующим образом. На корпус ТК в плоскости наибольшей вибра-
ции перпендикулярно оси ротора устанавливают акселерометр, сигнал от кото-
рого подается на анализатор спектра. Ступенями, начиная от холостого хода,
изменяют нагрузку двигателя. На каждом режиме частотомером измеряют час-
тоту вращения ротора и анализатором спектра — амплитуду сигнала акселе-
рометра на частоте вращения. Частоту вращения ротора ТК можно проверить
по кривой рк= f (птк). Это бывает иногда необходимо и при малой нагрузке
двигателя, когда амплитуда синхронных вибраций ротора мала и соизмерима с вы-
сшими гармониками вибрации самого двигателя. Так как акселерометр дает си-
гнал, пропорциональный амплитуде колебания и квадрату частоты вращения
ротора, для приведения результатов измерения к перемещению ротора замерен-
ные величины умножают на отношение (п0/п)2, где п0 — приведенная частота
вращения. В качестве п0 может быть принята любая частота вращения, например
10* 147
максимальная. Кривая перемещения ротора строится в относительных величи-
-г A ( п0 \2
нах А = -z----( — ) , и по ее максимуму определяют критическую частоту
^тах \ И )
вращения. Если предварительно протарировать акселерометр по перемещению,
то эта кривая может быть построена сразу.
Выход из строя упорного подшипника может вызываться ростом осевой на-
грузки ротора и, как следствие, превышением допускаемого давления на рабо-
чую поверхность пяты, например при неисправности уплотнений из-за за-
грязнения разгрузочных отверстий за колесом компрессора. Причиной поврежде-
ния упорного подшипника может быть также осевая вибрация ротора, возбу-
ждаемая колебаниями давления воздуха за компрессором или газов перед тур-
биной.
Поломки лопаток импульсных турбин имеют главным образом вибрацион-
ный характер. Пока еще отсутствуют теоретические методы расчета вибрацион-
ных напряжений в лопатках, поэтому для их оценки приходится производить тен-
зометр ирование на двигателе. Способы снижения вибрационных напряжений в ло-
патках турбин изложены в гл. V.
Глава VIII
СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ И ТК
34. РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК
СОВМЕСТНОЙ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ И ТК
При совершенствовании и создании новых дизелей с газотурбинным надду-
вом многие вопросы желательно проанализировать расчетным путем до создания
агрегата наддува и проведения экспериментальных работ. Расчет сводится к оп-
ределению параметров двигателя и ТК при работе на различных режимах с по-
мощью системы уравнений и вспомогательных графиков [11,27].
Под характеристикой двигателя с наддувом понимается зависимость основ-
ных параметров двигателя и агрегата наддува от режима работы двигателя.
К числу основных параметров, кроме мощности и частоты вращения двигателя,
могут быть отнесены следующие параметры двигателя: бдв, gi, Лмех, ргок
и турбокомпрессора: ра, Та, рк, Тк, р'к, Тк, рг, Тт, р2, Т2, т]к, %.
При проведении расчета предполагается, что известны:
параметры окружающей среды;
по какой характеристике работает двигатель и зависимость мощности тре-
ния от частоты вращения;
характеристика холодильника;
отводимая с выхлопными газами теплота в зависимости от нагрузки и ча-
стоты вращения;
характеристики компрессора и турбины.
Изменение состояния газа в турбопроводах между отдельными элементами
двигателя (компрессор, холодильник, собственно поршневой двигатель,- турбина
и др.) ввиду их малости могут быть отнесены к изменениям параметров этих
элементов или, за исключением особых случаев, этими изменениями оказывается
возможным пренебречь.
ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ
ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ТК
В случае применения на всасывании компрессора глушителя шума или воз-
душного фильтра разрежение и снижение температуры воздуха перед компрес-
сором могут быть определены с помощью следующих уравнений:
Ра = Р0-ДРа05к: <79>
с2
Га = Г0-20Т0 <8°)
где Дрд0 — падение давления в фильтре или в глушителе при работе двигателя
на номинальном режиме; GK — отношение расходов воздуха GK/GKQ.
Для большинства ТК скорость воздуха на входе в компрессор са не превы-
шает 50—60 м/с, поэтому можно приближенно принимать: То-
Давление воздуха за компрессором свободного ТК может
быть определено из условия равенства мощностей компрессора и турбины
k
Г / 1-*т\ 1
Рк = Ра\ = Ра )Т’тк^+1. ’ (81)
149
_ k — 1 kT
P k
где
~R
1,12; fTy — коэффициент, учитывающий изменение
расхода газа по сравнению с расходом воздуха благодаря добавлению топлива
и утечку воздуха и газа в уплотнениях; можно принять РТу~ 1; — коэффи-
циент увеличения мощности турбины за счет импульсности потока.
Для расчета характеристик двигателя можно воспользоваться с достаточ-
ной для практики степенью точности экспериментальной зависимостью kN =
== f (лк), показанной на рис. 95. Для турбины, работающей в потоке постоянного
давления kN = 1.
При наличии зависимости А/ = f (л) удобнее определять лк по относитель-
ному адиабатному приращению температуры воздуха в компрессоре А/ф (см.
приложение 1)
Д/ =66 k'NM .
к г гт у Fa *тк N т
В случае, когда центробежный или объемный компрессор механически свя-
зан с коленчатым валом двигателя, давление воздуха за компрессором можно
определить по характеристике компрессора и частоте вращения двигателя.
Мощность компрессора
N
Пк
Температура воздуха за компрессором
Гк = 7’а + -^ = 7’а(1+4^)- <82>
г1к \ Чк /
Давление воздуха за холодильником может быть опре-
делено с помощью экспериментальной или расчетной гидравлической харак-
теристики холодильника в виде зависимости
4
^хол (^дв’ Рк) 2 ^к’
Рк ~ Рк ^Рхол
или
^>2 G2
рк = рк-\-^^рк-^рх0-^-; (вз>
Рк рк
А — — А А • ~А ~ 1
2 — яхо^х, Лх~ -0>28 ,
Z'X идв
где £х — коэффициент сопротивления; сх — скорость воздуха в холодильнике;
/х — суммарная площадь проходного сечения в самом узком месте; Арх0 — па-
дение давления воздуха в холодильнике на номинальном режиме работы двига-
теля.
Зависимость Ах = f (Сдв) может быть получена опытным или расчетным пу-
тем (рис. 96). Так как падение давления воздуха в холодильнике не должно пре-
вышать 3—6 кПа, то можно принять Ах = const.
Для четырехтактных двигателей ввиду роста 6ДВ приблизительно пропор-
ционально лдв и рк формулу (83) можно заменить выражением
Рк Рк ^Х^ДВ^ДВ ~ Рк ^РхО^ДВПДВ’
150
Для определения температуры воздуха за холодильником может быть при-
менена зависимость типа
где
^К ^ХОЛ (ТК К) ’
Д'хол = (Тх - = kx {ТК -Twy Тх = Т*;
k’ , 1
ъ __ х ~ ь — Ъ пЬ • Ъ ____________— •
Х~1 I п кд' ~ х—*х(Гх’ кх~ т;0,2 ’
1+0,5&х 6Д’В
(84)
Д/Хол — перепад температур воздуха в холодильнике; Tw — средняя темпера-
тура воды в холодильнике; kx — коэффициент охлаждающей способности хо-
Рис. 95. Коэффициент увеличения мощ-
ности турбины за счет импульсности по-
тока
Рис. 96. Изменения коэффициентов Ах и kx
холодильника в зависимости от_ относи-
тельного расхода воздуха (?дв
является теплоотдача от воздуха к поверхности трубок, т. е. определяющим
является ах, то коэффициент kx не очень значительно изменяется с изменением
Сдв (рис. 96) и практически не зависит от температуры воздуха Тх. Поэтому в боль-
шинстве случаев можно принять kx — const, особенно при малых степенях охла-
ждения воздуха. Для большинства известных холодильников kx = 0,5н-0,7.
Давление газов перед турбиной может быть определено
с учетом переменного давления в коллекторах выпуска из уравнения расхода
газа через турбину:
есж=есж1/(85)
V Ртр
8СЖ — коэффициент, учитывающий сжимаемость воздуха (рис. 97); Ат — коэф-
фициент, характеризующий пропускную способность турбины; kf — коэффи-
циент, учитывающий изменение пропускной способности турбины за счет импуль-
оности.
При 1,5 и выпуске газа из одного, двух или трех цилиндров в один
трубопровод (i = 1-нЗ) kf = //зр^&дг. При 1,5 kf отличается от kf, опре-
деленному по этому уравнению тем в большей степени, чем выше лк и при =
= 2,5-4-3,0 величина kf приближается к 1,0. При выпуске газа из трех и более
цилиндров в один трубопровод следует принимать i = 3 для любых лк.
151
В некоторых случаях для расчета может быть более удобной следующая за-
висимость между рт, Тт и GT:
GT — Лт о
kfP2_
Ут?
F (Лт); F (Лт) — Лтфт*^т>
Л т
Лт о
Л т
Лт = -5^- nJ/* — К1 — р;
Кт? т Р2
при р = 0,4ч-0,5 Лт 0,85 + 0,15лт; F (лт) — функция степени понижения
давления газа в турбине (рис. 97); Лт — коэффициент, характеризующий изме-
нение пропускной способности турбины; фт — функция степени понижения дав-
Рис. 97. Зависимость функций ф, F (лт), степени реак-
ции р0>5 и коэффициента сжимаемости есж от степени пони-
жения давления газа в турбине лт
ления газа в турбине; Лт0 — коэффициент, характеризующий пропускную спо-
собность турбины при лт = 1,0, Лт0 = 1 / 1—~ ; ртр — отношение
V R V Ртр
Ртр к р этой турбины при лт = 1.
Зависимость GT от лт можно представить также в виде:
GT = p.FZ!fp2 К2Я;; pF =
Р2
При работе турбины с близкими к расчетному средними значениями коэф-
фициента напора Ят Для определения пропускной способности турбины можно
применить следующее выражение [28]:
pF = pFTp f 0,8 + 0,2—^2-) .
\ лтр /
Температура выхлопных- газов перед турбиной
может быть определена из уравнения теплового баланса с учетом отвода тепла
152
в выпускных трубопроводах Q0XT и кинетической энергии воздуха и газа из
уравнения:
с2
07рТт + Qox т + °т ~i =
или
/ 2 2 \
@г ^ох т ^дв (Рт ”2 2~) ~ 6&вСрТк (Рт^В РкУк).
При условии VB = VK
где
Q о g.N. Q
гг гр | ЧН^ГОКб; I ____________ Т1 I OOQA ток
1 т — •‘к пп ~ — 1 к пр “Г
3600РтуСдв<?о ¥Ду
(86)
т' с' Г / Рт \ 1 о_в
7’кпр = ^^ 1 +0,286 -^-1 ; ас = 250 ;
Рту С L \ Рк /J 73 е
Qr, Qoxt — теплота, отводимая с выхлопными газами и уходящая в охлаждаю-
щую среду в коллекторах выпуска; ср, ср — средняя теплоемкость воздуха и
газа (рис. 98); VK, VB — объем воздуха в цилиндре в начале сжатия и газа
Рис. 98. Зависимость удельной теплоемкости газа ср
при различных температурах и g;a от а
в конце расширения; ск, ст — скорость воздуха и газа в трубах; qr0K — доля
теплоты, содержащейся в газах перед турбиной; Ткпр — приведенная темпера-
тура воздуха в ресивере; Ве — часовой расход топлива; <?н — низшая тепло-
творная способность топлива.
Избыточное давление газа за турбиной Дрт для боль-
шинства двигателей не должно превышать 3—10 кПа при работе на номинальном
режиме, кроме особых случаев, поэтому для определения давления газа за тур-
биной может быть применена зависимость
1—6 Др
р,=р.+1,Ч.р1Т31^;», + ' m
- 2 Т гт
Как показали исследования, коэффициент k2 мало меняется с изменением
режима работы двигателя и поэтому можно принимать: k2 = const.
Температура газа за турбиной (без учета его охлаждения
в турбине)
Т=Т — Д/-п. = Т (1—Д7т].).
2 Т Т Ч Т \ Т Ч/
153
Для упрощения расчета и учета охлаждения газа в турбине можно пользо-
ваться приближенной зависимостью
Т2~Тт(1-Д?т).
К. п. д. компрессора и турбины, а также такие параметры,
как //к, ст, Нт, jiF, могут быть определены с помощью обобщенного коэффициента,
Рис. 99. Безразмерная характеристика турбокомпрес-
сора ТК.-30 при 18 000 об/мин (сплошные линии) и
14 000 об/мин (штриховые линии) для двигателя
6ЧН 23/30
позволяющего по безразмерной характеристике ТК определить все основные
параметры компрессора и турбины (рис. 99).
ст ^тк^к .
к. п. д. компрессора и турбины могут быть определены также по их харак-
теристикам. В этом случае расчет усложняется, так как сначала приходится за-
даться значениями к. п. д., а затем в конце расчета проверить их по характери-
стикам. В случае расхождения расчет необходимо повторять.
ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ
При расчете переменных режимов работы двигателя с газотурбинным над-
дувом в случае отсутствия опытных данных могут быть применены приближенные
зависимости для определения т^, Лмех и ^гок. Величина допустимой погреш-
ности в определении этих параметров зависит от того, какие параметры двига-
теля или агрегата наддува являются предметом исследования, и от требуемой сте-
пени точности.
Расход воздуха через двигатель равен сумме всасываемого GBC
и поступающего в период продувки Gnp воздуха и может быть определен с помо-
щью следующей зависимости:
_ ф2 _
Од в = GBc + Опр = ВдВЯдВЛаоРк + J f dty == ДдвпдвЛгДОк> (88)
Ф1
Фг
^дв = V's — ™ ; ЛиФ = Лао + 'Фер 7—• к*’ ^пр = 0’9 "vf" J
Ф1
154
где Вдв — объем, описываемый поршнями в 1 с; ЛиФ — произведение коэффи-
циента наполнения двигателя на коэффициент продувки; Лио — коэффициент
наполнения двигателя при отсутствии продувки (при рт = рк). Обычно л& о =
= 0,84-0,9 и примерно равен 1% двигателя без наддува или на 1—3% больше его;
ВПр — коэффициент, характеризующий время — сечение продувки в период
перекрытия фаз открытия клапанов; цСр — среднее значение коэффициента
расхода (р,ср = 0,75-4-0,85); фср — функция отношения рк/рТпр (ДРтпр
Ртпр — среднее давление газа на выходе из цилиндров в период продувки; Рпр —
коэффициент, зависящий главным образом от фаз газораспределения, конструк-
ции выпускной системы, частоты вращения двигателя и частично от нагрузки
(рис. 100). Обычно &Пр = 0,44-0,8.
Рис. 100. Зависимость от ре: а — коэффициента &Пр для двигателя
6ЧН 23/30 при пдв = 1000 об/мин и разных углах перекрытия
фаз открытия клапанов; б — <7ГОК для_ двигателя 6ЧН 23/30
при различных пдв
Так как при работе двигателя на долевых режимах фазы газораспределения
и конструкция выпускной системы не изменяются, то для учета влияния частоты
вращения двигателя на /гпр можно воспользоваться приближенной зависимостью
типа
^пр = а + ^в,
где а = 0,34-0,6; b — 0,14-0,4.
Для турбин постоянного давления &пр = 1,0.
Для двухтактных двигателей GBc = 0, поэтому
ПДВ
Коэффициент наполнения существенно влияет на эффектив-
ные показатели двигателя. Величина его зависит от ряда факторов. Воздух, по-
ступающий в цилиндры двигателя при продувке, частично остается в цилиндрах,
а частично уходит с газами. При малых значениях коэффициента продувки прак-
тически происходит процесс вытеснения газа из цилиндров воздухом, поэтому
весь продувочный воздух остается в камере сгорания и тогда Л1> = л^ф/Лио,
а ф = 1,0. По мере увеличения коэффициента продувки растет доля воздуха,
уходящего с газами, и соответственно уменьшается доля продувочного воз-
духа, которая остается в камере сгорания. Понятно, что максимальное зна-
чение Ло ограничено и определяется объемом камеры сгорания, отсутствием
затруднений в ее продувке и степенью охлаждения стенок камеры сгорания про-
дувочным воздухом. Поскольку рабочий процесс в двигателе зависит от
коэффициента избытка воздуха, то для его определения необходимо хотя бы
155
приблизительно знать величину коэффициента наполнения. Очевидно, что между
коэффициентами 1%, <р и произведением Лг/Р существует вполне определенная
для каждого двигателя зависимость, которая может быть установлена по опытным
данным этого или подобного двигателя. При отсутствии опытных данных для
определения т]у можно применить приближенную зависимость
По = Поо [1 + (ЛсФ — ч"5] , (88)
где 8 — степень сжатия в двигателе; kv, nv — коэффициенты, зависящие от типа
и степени охлаждения стенок камеры сгорания и ее продувки.
Для большинства двигателей kv = 1,5-5-2,5; nv = 0,3-5-0,7, а величины
т]у и ф составляют [20]: т]у = 1,05-5-1,10 и ф = 1,05-5-1,20.
Для учета влияния частоты вращения на t]v0 может быть применена [51]
приближенная зависимость типа:
ПоО = "Поо + *о (! — йдв); *о = °.О24-О.04.
где k0 — коэффициент, зависящий от быстроходности двигателя; т]и0— коэф-
фициент наполнения двигателя при отсутствии продувки на номинальном режиме
работы.
Индикаторный расход топлива зависит от многих пара-
метров и прежде всего от типа двигателя и совершенства рабочего процесса.
Поэтому при отсутствии опытных данных для двигателей с наддувом ориентиро-
вочное определение g; целесообразно производить по индикаторному расходу
этого двигателя без наддува. В этом случае при одинаковых значениях коэффи-
циента избытка воздуха а в двигателях без наддува и с наддувом можно ожи-
дать, что индикаторный расход топлива будет тоже приблизительно одинаков.
По мнению многих авторов [20, 35, 51 ], изменение gt с изменением нагрузки
зависит в основном от а, поэтому, оценив предварительно индикаторный расход
топлива на номинальном режиме работы, можно определить его и на долевых
режимах с помощью одной из опытных зависимостей в соответствии с типом дви-
гателя, например:
по Д. А. Портнову, для а = 1-5-4 (см. рис. 98)
gt = ^=aj/a»/av“.
Для некоторых двигателей gt существенно зависит и от динамики подачи
топлива. По А. И. Толстову,
Так как т)р и т)одн при умеренных давлениях наддува мало изменяются,
а степень сжатия двигателя во время работы вообще не меняется, то можно при-
нять
= = (90)
ЛЛ
Г.Ю. Степанов [62 ] рекомендует следующую зависимость для определения т|4-:
= адт = «1/а(1 -4.з» (1 + 7.4-ю-з0впр)>
где 0впр — опережение впрыска топлива.
В этой формуле черта над T|t- и а означают отнесение ее к расчетному значе-
нию. При прикидочных расчетах можно принимать gi = const.
156
Механический к.п.д. двигателя может быть представлен
в виде
_ Ре
^мех п 4- п
1 ^мех
Механические потери большинства двигателей мало зависят от нагрузки,
особенно при отсутствии или при малом наддуве, а зависят они в основном от сред-
ней скорости поршня. По данным [20],
Рмех ~ а1 “Ь ^1ст 4" с1ст»
где alt blt с± — постоянные коэффициенты.
С другой стороны,
^мех ^тр 4“ ^всп 4“ ^нас’
где ртр, рнас—средние давления потерь трения и насосных потерь;- рвсп—по-
тери на привод вспомогательных агрегатов.
Так как в двигателях с наддувом отношение рТ/рк, влияющее на рнас, может
меняться в широких пределах, механические потери целесообразно представить
в виде
Рмех = 4~ ^пдв 4" спдв) Рт в 4" (Рт Рк) 4~ ^РнасОпдвРк ’ (^0
где Др нас о = 0,2-т-0,4 кгс/см2 —среднее давление потерь на преодоление гидра-
влического сопротивления в клапанах при работе на номинальном режиме.
Обычно коэффициенты равны: а — 0,0-г-1,0; b = 0,34-1,2; с — 0,0-4-1,0.
Среднее давление потерь трения и на привод вспомогательных агрегатов ртв при
постоянной частоте вращения зависит в основном от давления наддува. По дан-
ным [51,62], можно принимать ртв (рк/ро)0,1. Для двухтактных двигателей
Рмех^^пдв—1 — 1 >8-4-2,2). Для определения величины механического к. п. д.
двигателя с наддувом на режиме номинальной мощности можно пользоваться
также следующей зависимостью:
где рен — отношение средних эффективных давлений двигателя с наддувом и без
него; T]MH, Лмо — механические к. п. д. двигателя с наддувом и без наддува;
ам = 0,02-4-0,05 — поправка на изменение мощности трения при наддуве. При
Рен — 1,3-?-1,5 — числовое значение ам близко к нулю.
Доля тепла, содержащегося в газах перед турби-
ной <7ГОк, наиболее точно может быть определена лишь по экспериментальным
данным. При отсутствии таких данных для определения <уГОк для двигателя с над-
дувом можно ограничиться результатами испытания двигателя без наддува,
продолжив полученную зависимость qT0K — f (ре, пдв) до значений ре двигателя
с наддувом. В существующих двигателях величина qrQK обычно лежит в пределах
0,3—0,5. Величина qr0K может быть получена также из выражения
ЯгОк ~ 1 Л/ %хл’ (92)
где <7охл — доля теплоты, отводимой в охлаждающую воду.
Для определения q0XJl можно воспользоваться приближенной зависимостью
[62] _____
___ а + а
%хл %хл0 ~ \Ш 9
(Рк«дв)
157
где а,т — коэффициенты, зависящие от типа двигателя. Обычно а — 2ч-5;
т = 0,24-0,4. _ __
В общем виде зависимость ^гок = f (Ре> лдв) может быть представлена сле-
дующим образом:
<7г0к = а - & (1 - пдв) + сре + dp2.
Ориентировочно величины коэффициентов можно принимать: а = 0,24-0,4;
Ь— 0,1ч-0,2; с = 0,03-4-0,06; d — 0,04-0,02. Например, для двигателей
6ЧН 21/21 и 6ЧН 23/30 (см. рис. 105) эта зависимость имеет вид
<7гОк = 0,33 - 0,16 (1 - пдв) + 0,05ре - 0,005^.
Для двигателя 6ЧН 10,5/13 при идв = 1500 об/мин
?гОк = 0,23 + 0,04ре + 0,01Я
Частота вращения двигателя и температура наддувного воздуха незначи-
тельно влияют на qr0K. По данным Д. А. Портнова, влияние частоты вращения
на ргок можно учесть коэффициентом kn — 0,994-1,03, а влияние температуры
наддувного воздуха — коэффициентом kt = 0,994-1,01.
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ РАСЧЕТА
Последовательность расчета характеристик совместной работы двигателя
и турбокомпрессора зависит от вида характеристики (внешняя, винтовая, на-
грузочная и др.) и от задачи расчетного исследования. Например, при расчете
внешней характеристики двигателя обычно задаются частотой вращения двига-
теля Пдв и цикловой подачей топлива. При расчете винтовой и нагрузочной
характеристик задаются величинами пдв и ре.
В качестве примера рассмотрим последовательность расчета внешней характе-
ристики двигателя с наддувом.
В связи со сложной зависимостью параметров между собой расчет внешней
характеристики двигателя производится методом последовательных приближений
по следующей схеме:
Пдв~> ^дв Рт\
ф \ j Ят
Bg —> Ng —> Тт л
’Чти (ст>Пк> #к И др.)
]/ HTkN
Расчет ведется следующим образом. Задаемся частотой вращения идв. По
ПдВ и характеристике топливного насоса, построенной в виде зависимости Ве =
— f (ядв) для^ положения рейки на упоре максимальной подачи, определяется
расход топлива Ве. Примерно оценив по частоте вращения двигателя расход воз-
духа бдв, определяем коэффициент избытка воздуха а и индикаторный к. п. д.
двигателя ту-. Затем определяем температуру газа перед турбиной ТТ, давление
рт и адиабатную работу Нт. По безразмерной характеристике ТК определяется
т]тк и затем параметры компрессора (Як, Рк и ЛО- По рк, рт и частоте вращения
двигателя определяется расход воздуха 6ДВ. Если полученный в конце расчета
158
расход воздуха или другие параметры будут отличаться от ранее принятых,
расчет повторяют. После этого могут быть определены среднее индикаторное pt
и эффективное ре давление и построена характеристика двигателя.
Внешняя характеристика совместной работы двигателя 6ЧН 21/21 с турбо-
компрессором ТК-18 приведена на рис. 101; пример ее расчета — в табл. 12»
а исходные данные для расчета приведены ниже.
Давление окружающей среды р0, кПа................ 101
Температура окружающей среды t0, °C ............. 20
Номинальная мощность двигателя Ng(), кВт......... 550
Номинальная частота вращения пдв0, об/мин........ 1400
Эффективный расход топлива geQ,' г/кВт........... 223
Механический к. п. д. T]Mex...................... 0,85
Коэффициент избытка воздуха ас................... 2,1
Коэффициент наполнения (при рк = Ртпр) • • • • 0,9
Разрежение на всасывании Ара0, кПа............... 3,0
Перепад давлений в холодильнике^ ЛpXQ, кПа .... 1,5
Противодавление за турбиной Др2. кПа............. 5,0
Температура газов перед турбиной /т, °C............... 590
Температура воды в холодильнике tw, °C........... 20
Коэффициент охлаждения воздуха &х0.................... 0,51
Коэффициент &пр.................................... 0,5 + 0,Злдв
Коэффициент двигателя Вдв, м«/с........................ 0,436
Коэффициент Впр, с/м .................................. 0,005
Пропускная способность турбины Ат, м4К/с2 ....... 0,0364
При расчете внешней характеристики двигателя с наддувом и перепуском
газа [6 ] необходимо задаться величиной максимального расхода газа на перепуске
и законом его изменения по частоте вращения двигателя. Последовательность
расчета характеристики двигателя в этом случае может быть такая же, как бея
перепуска газа. Последовательность расчета внешней характеристики двигателя
при работе с регулируемым ТК отличается тем, что кроме частоты вращения дви-
гателя задают еще и среднее эффективное давление или мощность двигателя.
159
Таблица 12
Последовательность расчета
Параметры Источник или формула п_п, об/мин Дв
1400 1200 1000 800
пдв ^дв/^дв о 1,0 0,86 0,715 0,57
Ве, кг/ч Задано Ве = f (пдв) 123 ИЗ 99 86
Сдв' кг/с ЗдвИдвМРрк 1,08 0,96 0,76 0,60
ас 250%/^ 2,2 2,06 1,94 1,75
РТПр’ к^а Ро + (0,5 + 0,Зпдв) Дрт 160 148 136 127
Фр f (Рк/Рт пр> ~ ₽ис- 97 1,7 1,73 1,77 1,72
V В Л 1,05 1,09 1,13 1,19
ф ПОФЛ + 0,2 (Т]уф - 1)°>5 1,08 1,10 1,13 1,17
а* “с/Ч> 2,03 1,87 1,72 1,50
WZt-PHC. 98 1,0 1,01 1,03 1,10
Np кВт 0^ 1 650 586 502 414
^тв (Рк/Ро)°’1 1,075 1,065 1,06 1,05
Лртк, кПа ^т ~ Ф — 23 -25 — 24 — 20
Рк, кг/м3 P^IRTvl 2,0 1,92 1,82 1,72
Фтех’ кПа (0,76 + 0,95 пда)ртв + Дртк + 0,Зп2рк 191 169 147 122
Ne, кВт Ni (Pi ~ P^/Pi 550 512 450 378
Ре Nel 0пдв 2,0 2,17 2,28 2,32
ge, г/кВт«ч Be!Ne 223 220 220 227
^г о к Рис. 100 0,45 0,43 0,41 0,385

Ср, кДж/(кг- К) Рис. 98 1,06 1,065 1,065 1,07
< к 7к-°’51(Гк- 293) 336 330 325 320
7к пр’ К <0,92 [1 - 0,286 (рт/рк-1)] 301 293 287 284
гт, к 7 к пр + 2930^г 0 к/®с‘р 863 864 865 874
£сж <к'|/1~Ртр/Ртр--Рис- 97 0,73 0,73 0,73 0,73
рт, кПа "фо +УPo+Ttg2№M't (Усж)2] 173 159 147 137
р2» кПа Ро 4- 0,07 Дрф 106 105 104,5 104
ят Рт/Р2 1,63 1,52 1,41 1,33
д/т Приложение 1 0,117 0,10 0,084 0,070
ят, кДж/кг 1,13ГТ д7т 114 97 82,4 69
160
Продолжение табл. 12
Параметры Источник или формула лдв, об/мин
1400 1200 1000 800
kN Рис. 95 1,03 1,03 1,04 1,05
Приложение 2 0,73 0,755 0,77 0,77
Приложение 2 0,76 0,755 0,75 0,74
^тк 0,57 0,59 0,60 0,60
Нк, кДж/кг ^ТК 64,8 57,0 49,5 41,4
Ч ^к/1’005^ 0,219 0,194 0,168 0,14
як Приложение 1 2,0 1,86 1,72 1,58
Ра, кПа 101 - зс2дв 98 99 99,5 100
Рк, кПа Раяк 196 184 171 158
тк, к Га(1 +д7к/пк) 381 368 357 346
Рк, кПа рк _ 1’5®двпдв 194,5 183 170 157
птк, об/мин Приложение 2 32 000 29 500 27 000 24 500
Примечание. Параметры со звездочкой сначала приближенно прини-
маются, а затем после нахождения необходимых данных определяются по указан-
ным в табл. 12 уравнениям.
Целью расчета является определение необходимого закона изменения пропуск-
ной способности регулируемой турбины для обеспечения заданных значений
а также определение основных параметров двигателя и ТК для обеспечения опти-
мальной характеристики двигателя. Пример расчета нагрузочной характери-
стики двигателя 6ЧН 15/18 приведен в приложении 3, а внешней характе-
ристики с регулируемым турбокомпрессором ТКР-14Р приведен в работе [27].
35. ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ
И ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНАЯ РАБОТА АГРЕГАТОВ НАДДУВА
Применение газотурбинного наддува на многоцилиндровых двигателях
приводит к необходимости установки двух и более ТК. В тех случаях, когда каж-
дый ТК устанавливают на отдельный блок или группу цилиндров так, что ТК
не имеют газовой связи между собой, как правило, не появляется каких-либо
серьезных затруднений в обеспечении примерно одинаковых условий работы всех
цилиндров двигателя. Наиболее простым и надежным способом обеспечения рав-
номерности нагрузки цилиндров является регулировка топливного насоса на
одинаковую подачу топлива на режиме максимальной мощности и проверка ее
по температуре газов на выпуске, а в случае необходимости и проверка к. п. д.
ТК по результатам измерений на двигателе. Применяемое часто для уменьшения
пульсаций давления наддувочного воздуха объединение коллекторов впуска
отдельных блоков, как правило, не вызывает существенного рассогласования
в работе ТК и в какой-то мере выравнивает условия работы отдельных блоков или
групп цилиндров. Однако при некачественной сборке одного из таких ТК или его
П Б. П. Байков 161
неисправности, приводящей к понижению к. п. д., может произойти рассогласо-
вание работы ТК. В результате расход воздуха ТК с пониженным к. п. д. может
существенно уменьшиться вплоть до появления помпажа, а другой ТК будет
работать с увеличенным расходом воздуха и соответственно его к. п. д. также
понизится. Это в равной мере касается как двухтактных двигателей с одноступен-
чатым наддувом, так и четырехтактных.
Известно, что большинству двухтактных двигателей требуется дополнитель-
ный источник для подачи продувочного воздуха. С этой целью применяются при-
водной центробежный компрессор, объемный компрессор типа Рут или поршне-
вой. Часто для дополнительного поджатия воздуха в двухтактных крейцкопф-
ных дизелях используется подпоршневая полость.
В принципе соединение ТК и дополнительного продувочного насоса возможно
по двум схемам: параллельной и последовательной. При последовательном сое-
динении возможна установка ТК перед приводным продувочным насосом и после
него. Параллельное соединение ТК и дополнительного продувочного насоса
позволяет получить небольшой объем и массу дополнительного насоса и несколько
уменьшить размеры и массу ТК. Малый объем приводного продувочного насоса
обусловлен тем, что его производительность составляет лишь часть общего рас-
хода воздуха через двигатель. Однако при параллельном соединении возникает
трудность в обеспечении пуска двигателя и стабильной работы ТК на малых
нагрузках. Это объясняется тем, что при работе двигателя на малых нагрузках
мощность турбины незначительна и давление за компрессором ТК также мало.
Давление же в ресивере определяется производительностью приводного проду-
вочного насоса и расходной характеристикой двигателя. В результате может ока-
заться, что давление в ресивере двигателя будет больше, чем в состоянии создать
компрессор ТК, поэтому он попадет в зону неустойчивой работы — помпаж.
Это приводит к необходимости регулирования и применения специальных меро-
приятий хотя бы в период пуска и работы на малых нагрузках. Величина мини-
мальной мощности двигателя (когда еше не требуется регулирования) опреде-
ляется долей производительности приводного продувочного насоса и зависит от
величины к. п. д. ТК при работе на малых нагрузках и от гидравлического
сопротивления газового тракта двигателя от впуска до выхлопа за турбиной.
К числу мероприятий, с помощью которых может быть устранена неустойчивая
работа ТК, можно отнести уменьшение давления за приводным продувочным
насосом путем дросселирования заслонкой или перепуска части воздуха или
отключение ТК от продувочного ресивера и подключение его только тогда,
когда турбина разовьет достаточную мощность.
При последовательном соединении применяется схема, в которой ТК является
первой ступенью, а приводной продувочный насос — второй. Такая установка
значительно сокращает габаритные размеры и массу второй ступени в связи
с большой плотностью воздуха на входе в нее. Кроме того, установка приводного
продувочного насоса после ТК обеспечивает при работе на частичных нагрузках
меньшую степень повышения давления во второй ступени и соответственно перед
двигателем, что благоприятно влияет на расход топлива.
Выбор типа приводного продувочного насоса обычно производится из условий
работы двигателя. Наиболее существенными факторами при выборе типа про-
дувочного насоса являются наличие или отсутствие высокого гидравлического
сопротивления на выхлопе и вид характеристики, по которой работает двигатель.
При наличии повышенных переменных сопротивлений на выхлопе чаще применяют
объемный продувочный насос. При работе двигателя с нормальным сопротивле-
нием на выхлопе и в основном по нагрузочной характеристике более экономич-
ным на долевых режимах является центробежный компрессор. В двухтактных
крейцкопфных двигателях для дополнительного сжатия воздуха чаще всего ис-
пользуют подпоршневую полость.
Закоксовывание проходных сечений выпускных окон двигателя или соплового
аппарата турбины в процессе эксплуатации увеличивает их сопротивление,
что приводит к смещению расходной характеристики двигателя в область малых
расходов. При применении приводного центробежного компрессора возможно
появление помпажа. Поэтому в этом случае преимущество остается за привод-
ным продувочным насосом объемного типа.
162
36. ВЛИЯНИЕ КОЛЕБАНИЙ РАСХОДА ВОЗДУХА
ЧЕРЕЗ ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ КОМПРЕССОР НА ЕГО К. П. Д.
Оценка работы компрессора обычно производится по среднему давлению
воздуха за компрессором и по среднему его расходу. Практически на всех дви-
гателях эти параметры изменяются во времени с достаточно высокой частотой,
так что частота вращения ТК изменяется при этом незначительно. Однако не-
обходимо отметить, что продолжительность одного колебания давления суще-
ственно больше, чем необходимое время для прохождения волны давления при
появлении срыва потока на границе помпажа. Поэтому анализ работы компрес-
сора в различные моменты времени можно производить квазистатическим методом.
Если амплитуда колебаний расхода воздуха велика и компрессор работает на
различных участках характеристики в широком диапазоне расходов воздуха,
то это приводит к значительному падению его к. п. д. и некоторому смещению
границы помпажа вправо [55].
Рис. 102. Схема воздушного тракта двигателя 6ДН 30/50
В четырехтактных малоцилиндровых двигателях причиной пульсаций рас-
хода воздуха является то, что впуск воздуха в цилиндры двигателя происходит
при переменной скорости поршня. Колебания расхода для любого четырехтакт-
ного и двухтактного двигателя, имеющего объемный продувочный насос, легко
могут быть определены по скорости движения поршня с учетом порядка работы
цилиндров
Сдв шах __ (Si Sn ?)max . ^дв min _ (S t)min
дв cp (^JCmi)cp ДВ cp (2jCrnt)cp
Например, в четырехтактном четырехцилиндровом двигателе теоретически
(?дв min равно нулю, фактическая же пульсация расхода воздуха меньше. Сгла-
живание колебаний присходит по ряду причин. Главной является наличие реси-
вера между центробежным копрессором и цилиндрами двигателя. Однако в че-
тырехцилиндровом двигателе пульсации расхода воздуха могут быть все же вы-
сокими и это приводит к существенному снижению к. п. д. компрессора.
В двухтактных двигателях пульсации определяются работой продувочных
насосов. Наибольшие колебания расхода воздуха создают поршневые компрес-
соры. Влияние колебаний расхода воздуха на к. п. д. компрессора рассмотрим на
примере двигателя 6ДН 30/50. Расход воздуха через центробежный компрессор,
являющийся первой ступенью, в каждый момент времени определяется скоростью
движения поршней поршневого компрессора и величиной промежуточного объема.
В рассматриваемом случае поршневой насос имеет четыре полости, работающие
попарно. Это приводит к продолжительности цикла работы, равной 180° по углу
поворота коленчатого вала (рис. 102). Объем Гг, заключенный между продувоч-
ным насосом двигателя и цилиндрами, оказывает незначительное влияние на
работу компрессора, так как его влияние на коэффициент подачи поршнегого
насоса т]н относительно невелико. При установившемся режиме в течение каждого
цикла работы из объема Ух поршневым насосом выкачивается количество воз-
духа, определяемое выражением G — УнЛиРг Такое же количество воздуха
11* 163
в течение этого времени подается центробежным компрессором. Наличие про-
межуточного объема приводит к тому, что изменение расхода воздуха по времени
для поршневого и центробежного компрессоров не совпадает. Изменение подачи
воздуха поршневым насосом по времени зависит в основном от закона изменения
скорости движения поршня, который близок к синусоидальному. Пульсации
Рис. 103. Влияние объема ре- Рис. 104. Изменение разрежения Apj и относитель-
сивера на к. п. д. ТК-30 ного расхода воздуха Сдв по углу поворота коленча-
того вала двигателя 6ДН 30/50
расхода воздуха на выходе из объема ведут к колебаниям давления в этом
объеме. Амплитуда колебаний будет тем выше, чем меньше объем Ух. Так, при
работе с исходной системой трубопроводов величина т]тк составляла 47,5%.
Увеличение объема с 0,15 до 0,30 м3 привело к уменьшению колебания давления
и, как следствие, к росту Т)тк до
54%. Дальнейшее выравнивание
пульсации, достигнутое за счет
снятия клапанов с поршневого
компрессора, привело к повыше-
нию т]тк до 58%, что согласовы-
вается с данными стендовых испы-
таний при работе компрессора и
турбины в постоянном потоке и
равноценно применению весьма
большого промежуточного объема.
На основании этих экспериментов
была построена ориентировочная
зависимость т]тк от ]/1 (рис. 103),
из которой следует, что промежу-
точный объем для этого двигателя
должен быть равен —0,40 м3.
Оценка влияния 1/х на т]тк мо-
жет быть проведена расчетным пу-
тем. Для этого необходимо знать
Рис. 105. Безразмерная характеристика ком- закон изменения расхода ВОЗ-
прессора ТК-30 двигателя 6ДН 30/50 духа. Например, для двигателя
6ДН 30/50 закон изменения рас-
хода воздуха при Ух = 0,3 м3, определенный по осциллограмме изменения
разрежения на всасывании Дрх (лучше перепад в диафрагме ZzM) за период 180°
по углу поворота коленчатого вала, показан на рис. 104. При определении
расхода воздуха Одв принято допущение, что hM = аДрх, где а — постоянный
коэффициент. На рис. 104 показано также изменение ст, а в табл. 13 — изме-
нение к. п. д. компрессора за время одного колебания. С помощью рис. 104 и 105
164
Таблица 13
Последовательность определения поправочного
коэффициента компрессора Ппопр к
ф т "к ’•к cmH¥L
0 0,171 0,85 0,5 0,145 0,29
15 0,261 1,31 0,775 0,324 0,442
30 0,363 1,16 0,715 0,421 0,589
45 0,403 1,075 0,66 0,433 0,657
60 0,373 1,14 0,705 0,425 0,603
75 0,380 1,125 0,695 0,428 0,616
90 0,383 1,115 0,69 0,427 0,62
105 0,376 1,135 0,70 0,426 0,609
120 0,366 1,155 0,71 0,423 0,597
135 0,346 1,195 0,735 0,414 0,564
150 0,304 1,265 0,765 0,384 0,502
165 0,247 1,315 0,775 0,324 0,418
180 0,171 — — — —
Ср. 0,330 — — 0,382 0,542
При м е ч а н и е. - °’382 П 7Л£. __ 0,705 = 0,92.
Пки- 0,542 , чпопр к Q77
можно оценить и значение к. п. д. компрессора при колебании расхода воздуха
по уравнению
[ к du
= Ц----------
J Лк
ф
J ст,Нк
О__________
Ф_ __
где ст, Нк — коэффициенты расхода и напора компрессора.
Поправочный коэффициент компрессора равен г)попр к= Лки/Лк- В рассма-
триваемом случае Лпопр к = 0,92 (табл. 13).
Влияние пульсаций расхода воздуха на к. п. д. компрессора при работе
в качестве второй ступени с продувочным насосом типа Рут проверено на опытном
двигателе ЗДН 19/30 с турбокомпрессором ТК-14. Как показал анализ результа-
тов испытания, пульсация расхода воздуха в этом случае значительно меньше
и Лпопр к = 0,985. Это объясняется тем, что частота вращения ротора продувоч-
ного насоса типа Рут больше, чем поршневого, в 2—3 раза и, следовательно, от-
носительная порция воздуха, выталкиваемая каждой лопастью, значительно
меньше объема воздуха, выталкиваемого при каждом ходе поршневым проду-
вочным насосом. В результате и получается значительная разница в колебаниях
расхода воздуха при работе с этими двумя продувочными насосами.
165
37. ПОДБОР ТК ДЛЯ ДИЗЕЛЯ
Выбор типа ТК должен производиться в зависимости от типа двигателя,
его назначения и от ряда других требований. Получение необходимых парамет-
ров двигателя при газотурбинном наддуве зависит от правильности выбора основ-
ных геометрических размеров проточных частей компрессора и турбины в соот-
ветствии с исходными данными. Ниже приведен пример подбора ТК для двига-
теля 6ЧН 21/21 мощностью 736 кВт при следующих исходных данных:
Расход воздуха <?дв, кг/с.................................... 1,3
Давление воздуха за компрессором рк, кПа..................... 235
Давление воздуха перед компрессором (с учетом сопротивления
глушителя шума или воздушного фильтра) ра, кПа............. 98
Температура воздуха перед компрессором Та, К................. 293
Температура газа перед турбиной Тт, К ....................... 843
Давление газа за турбиной р2, кПа............................ 104
Правильность задания расхода воздуха 6ДВ и давления наддува рк необхо-
димо проверить по формулам
> ас£>Л/е
Гдв ~ 250 ‘
(93)
где
Без охлаждения воздуха
/ р \ ^пол
Рк = Ра I |
С охлаждением воздуха в холодильнике
(94)
Рк Рк “Ь АРхОЛ Рк^^к “Ь АРхоЛ’ (95)
_ г-606дв , __ Ра
Рк УцШдвТЬФ ’ Pfl RTa •
Для этого должны быть заданы дополнительные исходные данные двигателя
без наддува или с исходным наддувом и нового двигателя с наддувом или с повы-
шенным наддувом (табл. 14).
Удельный расход топлива проверяется по формуле:
ст =Q0 —мех_0_
'мех н
где ge о, ge н — удельный эффективный расход топлива исходного и нового двига-
телей; gi н = gi Jgi 0 — относительный индикаторный расход топлива. Обычно»
gi н = 1,0; Лмехо, Лмех н — механический к. п. д. исходного и нового двигателей.
Если ПдВ н не равно /гдв 0, необходимо ввести поправку при определении пмех
на разницу частоты вращения.
Проверку величины произведения коэффициентов наполнения и продувки
целесообразно производить по уравнению (88) и по результатам испытания исход-
ного двигателя:
ПЛ
г-60°дв0 . ’ _ РкО
^«двОР^о’ РК° RT •
166
Таблица 14
Данные исходного и нового двигателей
Параметры Двигатель 6ЧН 21/21
Исходный Новый
Мощность двигателя исходная и заданная Ne, кВт 551 736
Удельный расход топлива ge, г/кВт«ч 215 211
Суммарный коэффициент избытка воздуха ас 2,11 2,10
Частота вращения двигателя ПдВ, об/мин 1400 1500
Коэффициент тактности 2 2
Рабочий объем цилиндра Уц-103, м3 7,28 7,28
Число цилиндров i 6 6
Произведение коэффициентов наполнения и продув- 1,01 1,01
ки Т)уф
Механический к. п. д. двигателя Т)мех 0,85 0,865
Температура воздуха в ресивере Т , К 340 345
Перепад давлений в холодильнике Архол> кПа 2,0 2,0
К. п. д. компрессора т)к 0,78 0,78
В случае совпадения заданного расхода 0дв и давления наддува рк с число-
выми значениями, определенными по уравнениям (93)—(95), может быть произ-
веден подбор компрессора и турбины, если для выбранного типоразмера ТК
имеются экспериментальные характеристики модификаций его компрессора и
турбины. Для этого необходимо определить степень повышения давления лк,
приведенный расход воздуха Gnp и пропускную способность турбины jiF.
При отсутствии экспериментальных характеристик компрессора и турбины
производится расчет с целью определения геометрических размеров их проточ-
ной части.
Глава IX
ДИНАМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА И РЕГУЛИРОВАНИЕ ТК
38. ТК КАК ДИНАМИЧЕСКИЙ ОБЪЕКТ
Из-за инерционности ротора ТК не может мгновенно следовать за измене-
ниями нагрузки двигателя, поэтому давление наддува принимает значение, соот-
ветствующее новой нагрузке, с некоторым запаздыванием. При набросе нагрузки
замедленный разгон ротора приводит к недостатку воздуха и вызывает в некоторых
случаях снижение индикаторного к. п. д. двигателя и развиваемого им крутя-
щего момента. Таким образом, в протекание переходного процесса двигателя
с наддувом ТК вносит особенности, определяемые его динамическими свойствами.
Эти свойства могут быть оценены с помощью уравнения, описывающего движе-
ние ТК под действием внешних возмущений.
Рассмотрим уравнения (79)—(92) и характеристики компрессора и турбины,
описывающие совместную работу двигателя и ТК на установившихся режимах.
Помимо параметров и коэффициентов, которые можно считать известными, эти
16 основных уравнений связывают 18 параметров: ра, рк, рк, рг, рт, Та, Тк,
Тт, бдВ, ПдВ, птк, Ве, рг0 к» 57, Лк» Лт, Лу, ф- Поэтому задание любых двух пара-
метров однозначно определяет в статике все остальные.
При исследовании динамики ТК можно пренебречь влиянием объемов тру-
бопроводов впуска и выпуска и запаздыванием, вызываемым прохождением воз-
мущений от компрессора к турбине через цилиндры двигателя. Поэтому, состав-
ляя уравнение объекта, учитываем лишь аккумулирующие свойства ТК.
Сделанные допущения позволяют считать справедливыми для переходного
процесса все уравнения установившегося режима. Однако вместо соотношения,
устанавливающего равенство крутящих моментов турбины Мт и компрессора Л4К,
необходимо добавить уравнение динамики ТК
«7^ = Л1Т-Л1К, (96)
OU UI
где J — момент инерции ротора; t — время. '
Таким образом, число переменных, входящих в уравнения (79) — (92), уве-
личивается до 19, поэтому все параметры двигателя и ТК в переходном процессе
однозначно определяются заданием трех из них. При рассмотрении ТК как дина-
мического объекта, когда требуется определить влияние возмущающих воздей-
ствий на исследуемый параметр, в качестве независимых аргументов удобно вы-
брать эти возмущающие воздействия и исследуемый параметр. Такими аргументами
будут частота вращения идв, расход топлива Ве и давление наддува рк. По-
следнее целесообразно выбрать исследуемым параметром потому, что именно оно,
а не частота вращения ТК определяет протекание рабочего процесса двигателя.
Поэтому
Л4Т = 7ИТ (рк, /1дВ, 2^>); (97)
AfK = 7WK(pK, ^дв, (98)
Уравнение (96) связывает две неизвестные величины: рк и итк. Величины
ПдВ и Ве, характеризующие внешние воздействия на объект, считаем известными.
Для исключения из уравнения (96) птк воспользуемся уравнением
ПТк — ^тк (Рк, ^дв, Ве)* (99)
168
Рассмотрим малое отклонение от некоторого установившегося режима ра-
боты. В этом случае рк = рк0 + дРк5 птк = «тко+ Л^тк» пдв= Лдво+Дпдв
и Ве = Ве о + ДВе, где рк о, пТк 0, пДв о, Ве о— установившиеся значения соответ-
ствующих величин, а Лрк, Дптк, Дпдв, &Ве — малые приращения. Разложим
функции (97), (98) и (99) в ряды по малым приращениям, пренебрегая всеми ве-.
личинами второго и высшего порядков малости:
.. .. . дМт . дМт . . дМт . D
Мт = Мто 4- ЬрК + ДпДВ + №е-,
.. и , дЛ4к . , дМк дМк
м'< = о + Дрк -Г ДпДв + Д5С;
«тк = «тк о -I- Дрк + Д«дв + ДВе.
Подставим полученные значения Мт, Мк и птк в уравнение (96) и введем от-
носительные величины. После несложных преобразований получим уравнение
ТК по давлению наддува
die clu ть
т1Г+х = -k^ -b'~dF- k^B (ЮО)
В этом уравнении
ДРК/РК о = х» АПдВ//1дВ о = ^Ве/Ве 0 = рв;
Т — постоянная времени;
дптк
т = j дрк .
3» « „„.-.и,)’
йРк *
kn и Ь± — коэффициенты усиления по частоте вращения двигателя;
тД-(Л1к—Мт)
h _____ ° ^Дв
f^n — — ч ,
Рк0 -^-(Мк-мт)
иНк
дптк
1 __ л; . Пд^ о дпдр
30 рк0 д М}’
дрк
Ьвп Ь2 — коэффициенты усиления по расходу топлива;
й?п А~(мк~/Ит);
ь Рк о _±. (Л4 м ) ’
РРк
<9/гТ1<
i __ ГС т Ве о_____ЭВе_____
30 PK0^-(^k-A<t) ’
Из уравнения (100) следует , что давление наддува в переходном процессе
зависит не только от расхода топлива и частоты вращения двигателя, но и от
скорости их изменения.
1398
169
Если принять в качестве исследуемого параметра частоту вращения ТК
/гтк, то уравнения (97) и (98) примут вид:
Л4Т — Л1т (птк, /1дв, Ве)\
(^тк> ^дв, Be) •
Линеаризуем эти уравнения, введем относительные величины и, подставив
значения Мт и Мк в уравнение (96), получим уравнение ТК по частоте вращения
Tl^ + Xl^—knV-n-k'Bp.B. (101)
Здесь х± — Дптк/пТк0;
Тг — постоянная времени;
т — _£L j______!_____.
71 “ 30 J ~ ’
-(Мк-Мт)
kn — коэффициент усиления по частоте вращения двигателя;
Д-(М,. —Мт)
/' _ Ядв о дндв
“ТКО (Мк_Мт)
С//4ук
кв — коэффициент усиления по расходу топлива;
-±-(Мк-Мт)
_ д g о О&е________
^-(Мк-Мт) '
Таким образом, частота вращения ТК определяется частотой вращения дви-
гателя и расходом топлива.
Рассмотрим физический смысл полученных коэффициентов. Постоянная
времени ТК является мерой его инерционности и определяет продолжительность
переходного процесса при действии внешних возмущений. Из выражения для
постоянной времени видно, что она пропорциональна моменту инерции ротора
и обратно пропорциональна избыточному крутящему моменту, под действием
которого происходит разгон ТК. Производная dnlvJdpK определяет изменение
частоты вращения ТК, потребное для увеличения давления наддува при переходе
с одного режима на другой. Чем больше величина этой производной, тем больше
изменение частоты вращения и больше постоянная времени. В связи с этим не-
которое влияние на величину постоянной времени оказывает крутизна характе-
ристики компрессора, которая зависит от того применяется лопаточный или без-
лопаточный диффузор. Однако из-за удаления рабочей точки компрессора от гра-
ницы помпажа преимущества лопаточного диффузора в напорности практически
не используются и влияние крутизны характеристики компрессора оказывается
небольшим.
К. Циннер [85] предложил оценивать инерционность ТК критерием В =
= ,1(йк1вкНк, в котором сок — угловая скорость компрессора при определенном
давлении наддува или адиабатной работе компрессора Як, а Ск — расход воз-
духа. Этот критерий можно представить также в виде В — 7(ок/Л4ИзбЛк> гДе
Мизб равен крутящему моменту компрессора при скорости сок.
Для выяснения физического смысла критерия В рассмотрим уравнение ди-
намики ТК:
г d® м
J ~dt~ Миз6'
(Ю2)
170
Отсюда dt —da. При Л4изб = А1избо = const время разгона ТК от не-
^изб
подвижного состояния до угловой скорости сок
WK
. f J 1 J (Drz
/паз = ТТ--------- uto = т,... ' • •
J Ml36 о <зб о
о
Таким образом, критерий В пропорционален времени разгона ротора от нулевой
скорости до скорости сок под действием постоянного избыточного крутящего мо-
мента Мизбо = Gk^k/^^Ik-
Найдем связь между постоянной времени Т и критерием В. Решение урав-
нения (102) при скачкообразном возмущении имеет вид: со = сок (1—е"^т).
Отсюда
_ «К. Р-//Г „ м f м.<~ w
dt ~ Т Миз6 dt ~J Т ’
т. е. процесс идет с переменным избыточным моментом, пропорциональным раз-
ности сок — со. npji t = 0 Мизб = J и в конце процесса при со = сок Л4изб— 0.
Из выражения Л4изб = J -тй” при t = 0 можно получить Т = J и сделать
1 ^изб
заключение о том, что Т = /раз и rjKB = Т. Однако такое заключение было бы
неверным, так как величина Т принимается постоянной только в тех пределах
изменения угловой скорости, в которых справедливо линеаризированное уравне-
ние ТК, т. е. при малых отклонениях от установившегося режима. Как будет
показано далее, с ростом частоты вращения ТК постоянная времени уменьшается,
поэтому вычисления по формулам Т = J и 1]КВ — Г, справедливым при t == 0,
^изб
дает завышенное значение по сравнению с величиной Т при со = сок. Разница
может быть существенной, так как даже на холостом ходу двигателя ТК имеет
довольно большую частоту вращения. Эксперименты показывают, что между Т
и В существует прямо пропорциональная зависимость. Это позволяет оценивать
инерционность ТК критерием В, вычисление которого значительно проще.
Характер изменения постоянной времени с ростом частоты вращения ТК
ясен из анализа критерия В. Так как расход воздуха GK пропорционален птк,
адиабатная работа компрессора Нк пропорциональна «тк, постоянная времени
будет обратно пропорциональна частоте вращения ТК. Поэтому при увеличении
мощности двигателя, когда частота вращения ТК увеличивается, постоянная
времени уменьшается.
Для геометрически подобных колес при равных окружных скоростях угло-
вая скорость обратно пропорциональна диаметру, а расход воздуха пропорцио-
нален квадрату диаметра. В таком случае отношение постоянных времени двух
подобных ТК будет равно
^2 A Dj
Момент инерции ротора теоретически пропорционален D5. Практически пока-
затель степени колеблется в интервале от 4 до 5 в зависимости от конструкции
ротора. Тогда имеем:
Т Г) и
при J = k1D^ 1 и T2 = TV
1 2
171
В первом случае замена одного ТК двумя газодинамически подобными, но
меньшими по размеру, приведет к снижению постоянной времени, во втором
случае она не изменится.
На рис. 106 приведены экспериментальные данные по моментам инерции
роторов ТК. По оси ординат отложены значения коэффициента k — J/D?, по
оси абсцисс — диаметры колеса турбины. Диаметр DT принят определяющим,
так как момент инерции турбины составляет основную долю суммарного момента
инерции ротора. Линии построены по средним значениям k, полученным методом
наименьших квадратов. Они позволяют приближенно оценивать момент инерции
роторов с учетом их конструктивной схемы. Учитывая изменения коэффициента
k в зависимости от диаметра, можно получить следующие формулы для среднего
момента инерции котора (кг-см2): при консольных ролесах и радиально-осевой
Рис. 106. Коэффициенты, характеризующие моменты инер-
ции роторов ТК:
1 — турбина радиально-осевая, консольные колеса, • —
турбина с полным диском, —- турбина с уменьшенным
диском; 2 — турбина осевая, подшипники по концам; 3 —
турбина осевая, консольные колеса
турбине J ~ 1,0-10 6D4,74; при подшипниках по концам и осевой турбине
J при консольных колесах и осевой турбине J = 6,0-10”QD4.
Для роторов, колеса которых изготавливаются из одинаковых базовых загото-
вок, момент инерции изменяется с увеличением диаметра более значительно, чем
это показано на рис. 106. Момент инерции компрессора для роторов с консольным
расположением колес и радиально-осевой турбиной составляет 18—22% и при
осевой турбине 25—28% суммарного момента инерции ротора. Рассмотрение
величин моментов инерции роторов различной конструкции свидетельствует
о значительных преимуществах схемы с консольным расположением колес и
осевой турбиной.
Возвращаясь к вопросу о замене одного ТК двумя меньшими, можно отме-
тить, что это дает некоторое снижение постоянной времени только для роторов
с радиально-осевой турбиной при консольных колесах и с подшипниками по кон-
цам ротора при осевой турбине. Наиболее эффективными средствами снижения
постоянной времени является переход на схему с консольными колесами
при осевой турбине и увеличение расхода воздуха, приводящее к смещению
рабочей точки компрессора вправо. Эффективность этих мероприятий можно
оценивать по величине критерия В.
Постоянную времени можно определять по уравнениям (79)—(92) или экспе-
риментально.
Уравнения (79)—(92) позволяют найти nTK, MTf 7ИК в зависимости от рк
и подсчитать величины производных, входящих в формулу для Т. Эксперимен-
тально постоянная времени находится по переходным процессам при изменении
режима работы ТК. Такой процесс получается при быстром изменении положе-
ния специальной заслонки, установленной на входе в компрессор. В случае ре-
172
гулируемого ТК можно быстро изменять проходное сечение соплового аппарата.
Ввиду нелинейного характера изменения давления наддува при изменении ре-
жима работы ТК необходимо, чтобы в переходном процессе давление наддува
изменялось мало (в пределах 1—5 кПа). Это требует точного измерения давления
наддува, которое может быть осуществлено, например, с помощью дифференциаль-
ных датчиков давления. Такие датчики позволяют на исходном режиме компенси-
ровать давление наддува давлением от посторон-
него источника и получить кривую приращения
давления наддува Дрк. Для повышения точности
обработки полученных таким образом результа-
тов измерений следует вычислить значения по-
стоянной времени с интервалом 0,2 с на протя-
жении 2—3 с от начала процесса по формуле
которая получена из уравнения ТК для двух
моментов времени и /2. Как отмечено выше,
постоянная времени изменяется даже при ма-
лых Дрк, поэтому по полученным Т следует,
путем экстраполяции найти постоянную времени
при t = 0. На рис. 107 показаны зависимости
постоянной времени турбокомпрессоров ТКР-14
и ТК-30 от нагрузки двигателей при номиналь-
ной частоте вращения.
Коэффициенты усиления находим следую-
щим образом. При медленном переходе с одного
режима на другой процесс может рассматриваться в каждый момент времени
как установившийся, поэтому dx/dt — 0, dpnldt = 0, d\x&ld,t = 0. При изме-
нении только расхода топлива = 0 и хст = — &вМвст- Отсюда
*ст ____ (^Рк/Рк о)ст
Ивет “ (ДВМо)ст
Рис. 107. Зависимость постоян-
ной времени ТК от нагрузки
двигателя при номинальной ча-
стоте вращения
__ Вер
^к 0
/ Арк \
\ ДВ )
\ е / ст
При ДВе -> 0 получим кв ——• Производная (др^дВ^
Вк0 \ ог>е / ст
берется при условии пдв = const и может быть определена расчетным путем по
уравнениям (79)— (92) или экспериментально. Таким образом, коэффициент уси-
ления кв является мерой приращения давления наддува при изменении расхода
топлива.
Аналогично можно получить коэффициент усиления по частоте вращения
двигателя
ь _ ПДВ о ( др* \
Kfi - -------I —---- I
Рк о \ О^ДВ / ст
Производная (\ определяется при Ве = const.
X О^ДВ/ ст
Для нахождения коэффициента усиления кв строят кривую рк = f (Ве)
при ПдВ = const и на нескольких участках этой кривой находят значения Дрк,
соответствующие принятой величине ДВе. Величины BeQ и рк0 определяют в точке,
о г которой отсчитывается ДВе. Вычисления производят по формуле
Ве о / АРк \
Рк о \ АВе / ст
173
Для коэффициента kn вычисления производят аналогично по кривой рк =
= f (Лдв), построенной при постоянном часовом расходе топлива, по формуле
— Пдв 0 ( \
Рк о \ АЯдв / ст
Величину kn для мощностей, близких к номинальной, как правило, вычи-
слить не удается. Это связано с ограничением мощности двигателя при снижении
частоты вращения и, как следствие, невозможностью получения постоянного
часового расхода топлива.
Рассмотрение кривых рк = f (Ве) показывает, что давление наддува мало
зависит от частоты вращения двигателя. В связи с этим коэффициент усиления
Рис. 108. Зависимость kg от ре\
1 — ТКР-14 с двигателем 6ЧН 15/18; 2 — ТКР-23 с 12ЧН 18/20; 3 — 13ТК
с 8ЧН 26/26; 4 — ТК-30 с 6ЧН 31,8/33; 5 — ТК-18 с 12ЧН 18/20; 6 — N28
с MAH V6V23/23TL; 7 — N34 с MAH V6V40/54
по частоте вращения также должен быть малым. Для некоторых двигателей этот
коэффициент имеет отрицательное значение, т. е. увеличение частоты вращения
двигателя при постоянном часовом расходе топлива вызывает падение давления
наддува. По абсолютной величине kn значительно меньше кв- Это объясняется тем,
что кп определяется при постоянном часовом расходе топлива Ве. Такое условие
приводит к росту ре и температуры газов при снижении частоты вращения двига-
теля. Таким образом, повышение температуры газов компенсирует уменьшение
их расхода через турбину. При повышении частоты вращения имеет место обрат-
ная зависимость, поэтому давление воздуха меняется незначительно. Это позво-
ляет упростить уравнение ТК (100) для случая дизель-генератора. Изменение
частоты вращения двигателя в переходном процессе обычно невелико и соста-
вляет 5—10%, т. е. = 0,5-<-0,10. Учитывая малость kn, в этом случае в урав-
нении ТК членом knpn можно пренебречь.
На рис. 108 приведены зависимости коэффициентов усиления по расходу
топлива квот нагрузки при номинальных частотах вращения двигателей с раз-
ными ТК. Характер изменения и максимальное значение кв зависят от многих
факторов: настройки ТК на двигателе, к. п. д. турбины и компрессора, органи-
зации рабочего процесса, фаз газораспределения, работы топливной аппаратуры
и др. В связи с этим один и тот же ТК на разных двигателях может иметь различ-
ные коэффициенты усиления по расходу топлива.
174
Рассмотрим физический смысл других коэффициентов уравнения (100).
Решение уравнения (100) при мгновенном изменении расхода топлива на некото-
рую величину и постоянной частоте вращения (рп — 0) имеет вид
х = х0
[(
kBT )

Отсюда следует, что при t = 0 х =—Скачкообразное изменение х
при t ~ 0 связано с наличием в правой части уравнения (100) члена, содержа-
щего производную от цв. Коэффициент Ьг отражает мгновенный рост давления
наддува при увеличении частоты вращения двигателя. В уравнении (101), опи-
сывающем изменение частоты вращения ТК, отсутствуют производные от рв
и Это объясняется тем, что частота вращения ТК не может измениться скачко-
образно, так как ротор является аккумулятором энергии. Численные значения
коэффициентов Ь± и Ь2 зависят от типа двигателя, перекрытия фаз открытия кла-
панов, крутизны характеристики компрессора и других факторов. Для четырех-
тактных двигателей по экспериментальным данным они весьма малы и при прак-
тических вычислениях ими можно пренебречь.
39. СИСТЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ТК
Двигатели с газотурбинным наддувом имеют меньшие значения коэффи-
циента запаса крутящего момента, причем проявляется это тем резче, чем выше
давление наддува на номинальном режиме. Причина заключается в падении рас-
хода газа через турбину, а следовательно, и уменьшении давления наддува при
снижении частоты вращения двигателя. Для улучшения внешних характеристик
и переходных процессов двигателей с газотурбинным наддувом предложено не-
сколько способов воздействия на ТК: перепуск газов мимо турбины, изменение
парциальности турбины и регулирование площади проходного сечения соплового
аппарата турбины. В некоторых случаях необходимо также и регулирование ком-
прессора, что вызывается сужением диапазона возможной работы компрессора
с ростом давления наддува. Наиболее эффективным средством расширения ра-
бочего диапазона компрессора является изменение площади проходного сечения
диффузора поворотом его лопаток.
При регулировании давления наддува перепуском газов ТК рассчитывается
для работы на режиме максимального крутящего момента с полностью закрытым
перепускным клапаном. Остальные режимы работы обеспечиваются соответствую-
щим открытием перепускного клапана. На рис. 109 показана схема системы регу-
лирования перепуском фирмы «Эйрисерч». Недостатком такого способа регули-
рования является большая потеря энергии с перепускаемыми газами, причем
эквивалентное снижение к. п. д. турбины равно относительному количеству пере-
пускаемых газов. Поэтому, регулирование перепуском может применяться при
наличии запаса энергии газов перед турбиной, т. е. при достаточно высоких
температурах газа и высоких к. п. д. турбины. С повышением давления наддува
диапазон возможного регулирования перепуском уменьшается и применение та-
кого способа становится нецелесообразным.
Принципиальная основа соплового регулирования вытекает из уравнения
расхода газа
_ __£1_ •
2р2(ИГ)2
Уменьшение площади проходного сечения соплового аппарата турбины при
повороте его лопаток приводит к увеличению располагаемой работы газов перед
турбиной. При установившемся режиме это дает соответствующее увеличение
давления наддува, так как при GT = ~ /УтЛтЛк» а Рг изменяется незначи-
175
CD
тельно. При переходном процессе уменьшение площади проходного сечения уве-
личивает крутящий момент турбины и ускоряет разгон ТК.
В ЦНИДИ разработано несколько простых схем регулирования давления
наддува для транспортного дизеля, описанных в работе [16]. На рис. ПО пока-
зана схем^ системы управления ТК по частоте вращения, предназначенной для
двигателей с регулятором скорости прямого действия. Она состоит из сервомо-
тора 7, измерителя частоты вращения 2 и регулируемого корректора подачи топ-
лива 3. Подбор характеристик измерителя и пружины обратной связи обеспечи-
вает получение необходимой зависимости между давлением наддува и частотой
вращения двигателя. Сервомотор одновременно с перемещением лопаток соп-
лового аппарата турбины перемещает упор рейки топливного насоса, спрофили-
Рис. ПО. Схема системы управления ТК по частоте вращения двигателя
рованный в соответствии с заданным законом изменения подачи топлива по ос
новной характеристике двигателя.
Схема регулирования ТК по нагрузке двигателя представлена на рис. 111.
Она состоит из следующих основных элементов: регулятора давления наддува 7,
корректора подачи топлива 2, устройства, вырабатывающего исчезающий им-
пульс по перемещению тяги управления 3. Измеритель регулятора давления,
выполненный в виде .анероидной коробки, размещен в герметичном корпусе,
сообщающемся с коллектором впуска двигателя. Изменения давления наддува
вызывают деформацию анероидной коробки, передающуюся золотнику. Золот-
ник управляет поршнем сервомотора, который поворачивает лопатки соплового
аппарата турбины так, чтобы устранить рассогласование между фактическим и
заданным давлением наддува. Последнее задается в зависимости от положения
рейки топливного насоса двигателя, 'Г. е. от его нагрузки, посредством рычагов,
соединяющих сервомотор регулятора скорости с задающим кулачком регулятора
давления. В этой схеме отсутствует специальный измеритель частоты вращения,
поэтому корректор подачи топлива выполнен в виде упругого упора. Особенность
его в том, что он ограничивает перемещение золотника сервомотора регулятора
скорости, а не рейки топливного насоса. Система из двух предварительно затяну-
тых пружин (конической и цилиндрической) позволяет получить внешнюю ха-
рактеристику двигателя, соответствующую условию Ne = const. Для согласо-
вания времени разгона ТК и скорости увеличения подачи топлива при резком
изменении нагрузки двигателя служит масляный катаракт, регулируемый
12 Б. П. Байков 177
оо
Рис. 112. Статическая характеристика двига-
теля Д6 (типа 64Н 15/18) с системой регули-
рования давления наддува, показанной на
рис. 111 (ро = 0,1005 МПа, 10 = 20° С)
Рис. ИЗ. Схема управления ТК по нагрузке
двигателя
<©
дросселирующей иглой. На рис. 112 показана статическая характеристика дви-
гателя Д6 (типа 6ЧН 15/18) с описанной системой регулирования ТК [17].
Схема управления, в которой положение соплового аппарата устанавливается
в зависимости от нагрузки без регулятора давления, приведена на рис. 113.
Для предотвращения влияния перестановочного усилия ТК на регулятор
скорости между ним и механизмом привода сопловых лопаток установлен про-
межуточный сервомотор. Сервомотор приходит в движение только при выходе
двигателя на внешнюю характеристику, что достигается соответствующей регу-
лировкой элементов системы. По мере увеличения нагрузки сервомотор повора-
чивает лопатки соплового аппарата, уменьшая площадь его проходного сечения и
увеличивая давление наддува. Из-за отсутствия регулятора давления система
не реагирует на изменение расхода газа через турбину и поэтому может быть
настроена только на одну определенную внешнюю характеристику. Корректор
топливоподачи встроен в регу-
лятор скорости. Известны и дру-
гие схемы управления ТК [57].
При разработке систем ре-
гулирования давления" наддува
для дизель-генератора необхо-
димо учитывать следующие со-
ображения. Ускорение разгона
ТК и увеличение подачи воз-
духа в цилиндры дизеля после
шаброса нагрузки малоэффек-
тивно, так как за счет регули-
рования турбины время разгона
в лучшем случае можно сокра-
тить на 30%, и в начальный
Рис. 114. Схема регулирования давления над-
дува изменением парциальности турбины
момент переходного процесса
также будет ощущаться недостаток воздуха. В то же время для двигателя важно
увеличить подачу воздуха в цилиндры во время первых после наброса нагрузки
рабочих циклов, так как именно они определяют недостаток мощности и провал
частоты вращения двигателя. Поэтому целесообразно заранее подготовить ТК
к набросу нагрузки, увеличив его частоту вращения и давление наддува на хо-
лостом ходу. Отсюда вытекает следующее построение принципиальной схемы
управления ТК дизель-генератора. Исполнительный сервомотор перемещает
лопатки соплового аппарата турбины в зависимости от положения выходного
валика регулятора скорости (рейки топливного насоса), причем на холостом ходу
сопловой аппарат прикрыт, а при полной нагрузке — открыт. Дроссель в испол-
нительном сервомоторе обеспечивает замедленное раскрытие соплового аппарата
при набросе нагрузки, т. е. ускоренный разгон ТК. Описанная система по-
добна системе, представленной на рис. 113, и отличается от нее только направле-
нием перемещений рейки топливного насоса и соплового аппарата.
Испытания системы на двигателе Д6 показали, что давление наддува на хо-
лостом ходу возросло с 0,1 без регулирования до 0,128 МПа при закрытии сопло-
вого аппарата, а частота вращения ТК увеличилась соответственно с 17 500 до
36 000 об/мин. При этом наблюдалось некоторое повышение расхода топлива.
Наибольшее повышение расхода топлива имело место на холостом ходу, на номи-
нальной мощности расходы топлива были одинаковыми. Увеличение расхода
топлива связано с ростом насосных потерь и понижением температуры поверх-
ности деталей цилиндро-поршневой группы. Проведенные в ЦНИДИ испытания
показали, что регулирование ТК дает значительное снижение провала частоты
вращения четырехтактного двигателя в переходном процессе при номинальном
ре = 1,14-1,2 МПа и выше. При меньших форсированиях применение регулируе-
мых ТК на дизель-генераторах нецелесообразно [32].
Коломенским тепловозостроительным заводом им. В. В. Куйбышева пред-
ложен способ регулирования давления наддува дизель-генератора изменением
парциальности турбины [44], схема которого показана на рис. 114. Сопловой
аппарат 1 турбины разделен на две секции, к которым газ подводится по выпу-
скным коллекторам 2 и 3. В средней части коллекторы объединяются коробкой
180
4 с поворотным тарельчатым-клапаном внутри. При полной мощности двигателя
газ поступает в турбину по двум коллекторам. Увеличить частоту вращения ТК
и давление наддува на холостом ходу можно поворотом клапана, направив весь
газ только в коллектор 3. При этом осуществляется парциальный подвод газа
к турбине, а давление перед турбиной увеличивается. При изменении парциаль-
ности турбины давление наддува меняется ступенчато и регулирование возможно
только на одном режиме, что ограничивает возможность применения такого спо-
соба.
Для ускорения разгона ТК в. переходном процессе иногда также приме-
няется подача сжатого воздуха на компрессорное колесо через специальные
сопла [36], [82].
40. КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
И ХАРАКТЕРИСТИКИ РЕГУЛИРУЕМЫХ ТУРБИН
И КОМПРЕССОРОВ
Наиболее просто осуществить регулирование в радиально-осевой турбине,
так как сопловые лопатки поворачивают между двумя неподвижными плоскостями,
перпендикулярными оси вращения лопаток, поэтому зазоры между неподвижными
поверхностями и лопатками при этом сохраняются постоянными. Постоянство
зазоров в осевых турбинах достигается благодаря выполнению поверхностей
сопряжения лопаток и неподвижных 'стенок сферическими, причем центр сфер
лежит на продолжении осей вращения лопаток. Эти положения выполняются
практически во всех известных конструкциях регулируемых сопловых аппаратов.
Простая конструкция регулируемого соплового аппарата предложена в па-
тенте ФРГ № 1033677 (рис. 115). Здесь 20 тонких сопловых лопаток прикреплены
группами по четыре штуки на пяти поворотных сегментах. В положении, соот-
ветствующем наименьшей пропускной способности, полностью закрываются
только пять межлопаточных каналов. При этом проходное сечение соплового ап-
парата уменьшается на 40%. Такая конструкция позволяет получить малое на-
чальное проходное сечение соплового аппарата (для чего требуется большое
количество лопаток) при малом числе поворотных цапф. Минимальное началь-
ное проходное сечение обычно ограничивается числом цапф лопаток, размещаю-
щихся в корпусе.
На Коломенском тепловозостроительном заводе им. В. В. Куйбышева [47]
разработаны два варианта регулируемых сопловых аппаратов для турбины
ТКР-40 (рис. 116), проходившие длительные испытания. Корпус 1 изготовлен
из чугуна, экран 3 — из аустенитной стали. Свободная радиальная деформация
экрана обеспечивается штифтами 2. С противоположной корпусу стороны соп-
181
ловой канал ограничен стенкой 4. Во избежание неравномерного нагрева и де-
формации стенка 4 соединяется радиальными штифтами 5 с промежуточным
фланцем 6, который болтами крепится к охлаждаемому водой корпусу турбины.
Основным дефектом, обнаруженным во время испытаний, было защемление
сопловых лопаток 7. Монтажный зазор А составлял 5—6% от высоты лопаток.
Измерения этого зазора в рабочих условиях показали значительную деформацию
Рис. 117. Изменение высоты соп-
лового канала 61 в зависимости
от температуры:
/ — на входе газа; 2 — на выходе
Рис. 116. Регулируемый сопловой аппарат
турбины ТКР-40 без водяного охлаждения (а)
и охлаждаемый водой (б)
Рис. 118. Механизм привода соп-
ловых лопаток
деталей 3 и 4, причем суммарная деформация этих деталей была больше первона-
чального монтажного зазора. На рис. 117 показано изменение высоты соплового
канала 6/ в зависимости от температуры газа.
Фирма «Даймлер—Бенц» предложила (патент ФРГ № 1121885) механизм
привода сопловых лопаток турбины, работе которого не препятствует темпера-
турная деформация корпуса турбины (рис. 118). Поворотные рычаги одним кон-
цом неподвижно закреплены на осях сопловых лопаток, а другим шарнирно
соединены с синхронизирующим кольцом 1. Кольцо 1 подвешено в корпусе тур-
бины на двух шарнирно закрепленных рычагах 5 и 6, имеющих одинаковую длину
182
шагу) больше единицы. Соп-
Рис. 119. Поворотный сопловой
аппарат осевой турбины
и лежащих в плоскости кольца так, что продолжения осей рычагов 5 и 6 пере-
секаются под углом 90° в центре 2 кольца 1. Точка приложения перемещающей
силы (шарнир 3) расположена в противоположной стороне кольца на биссектрисе
угла ф. Центр 4 диска турбины также расположен на биссектрисе угла ф и сме-
щен от центра 2 кольца к рычагам 5 и 6 на некоторую величину. При вращении
кольца 1 его центр перемещается относительно центра 4 диска турбины. Эксцент-
ричная подвеска синхронизирующего кольца вдвое уменьшает погрешность угла
установки сопловых лопаток.
Фирма «Дженерал Электрик» (патент США № 3314654) разработала поворот-
ный сопловой аппарат для осевой турбины, показанной на рис. 119. Его конст-
рукция позволяет уменьшить перетечки газа через верхний и нижний торцы
сопловой лопатки и может применяться в том случае, если густота ре-
шетки лопаток (отношение хорды лопатки к
ловая лопатка 1 на верхнем и нижнем торцах
имеет круглые полки 2, которыми лопатка встав-
ляется в соответствующие круглые вырезы 4 и И
в наружной 5 и внутренней 10 обоймах сопло-
вого аппарата. Радиус полки должен быть не-
сколько меньше шага лопатки. Каждая лопатка
имеет штифт 6, соединенный рычагами 7 с син-
хронизирующим кольцом 8 поворотного меха-
низма. Зазоры 3 выполняют так, чтобы при по-
вороте входная кромка лопатки не задевала за
обоймы соплового аппарата. Поворот лопаток
происходит относительно оси, расположенной
вблизи от выходной кромки 9. Как известно,
основные перетечки через торцы происходят
в районе выходной кромки лопаток. В описанной
конструкции эта зона закрыта для перетечек.
Накопленный в ЦНИДИ опыт по регули-
руемым сопловым аппаратам показывает, что
надежная работа их возможна только при водя-
ном охлаждении. Водяное охлаждение препят-
ствует коксованию масла, выбрасываемого из
двигателя, на стенках соплового аппарата и
в зазорах подвижных деталей и обеспечивает
свободный поворот лопаток на всех режимах.
На рис. 120 представлен регулируемый турбокомпрессор ТКР-14Р конструк-
ции ЦНИДИ. Корпус соплового аппарата охлаждается водой. Достаточно тон-
кая передняя стенка корпуса обеспечивает малые тепловые деформации, что
дает возможность иметь зазоры между торцами лопаток и корпусом в пределах
0,03—0,05 мм. 14 поворотных лопаток поворачиваются в металлокера-
мических втулках, запрессованных в расточки корпуса соплового аппарата.
Лопатки поворачиваются поводками, заштифтованными на концах хвостовиков.
Под поводками на хвостовиках установлены упирающиеся в корпус пружинные
шайбы, которые прижимают к металлокерамическим втулкам торцы лопаток
и уплотняют их. Шаровые концы поводков входят в пазы синхронизирующего
кольца, выполненного максимально жестким. Как показала практика, недоста-
точная жесткость синхронизирующего кольца приводит к деформациям и закли-
ниванию его. Кольцо вращается между двумя рядами шариков диаметром 3 мм
в расточке корпуса соплового аппарата.- Большое количество шариков снижает
удельное давление и препятствует износу. Второй ряд шариков опирается на
крышку, закрывающую весь механизм привода. Для регулирования зазора
в узле синхронизирующего кольца предусмотрены прокладки под наружным
фланцем крышки. По внутреннему диаметру крышка уплотняется резиновым
кольцом. С целью уменьшения прорыва газа в полость, образованную крышкой
и корпусом соплового аппарата, подводится воздух из компрессора и в ней соз-
дается противодавление. Синхронизирующее кольцо приводится во вращение
валиком с коническими зубьями. Осевое перемещение валика, а следовательно,
и зазор в зацеплении регулируется прокладкой под нажимной гайкой валика.
183
Корпус турбины улиточный, двухзаходный. Зазор между вставкой корпуса
турбины и торцами сопловых лопаток равен 0,1 мм. Суммарный зазор по торцам
сопловых лопаток составляет 1% от их высоты.
Условия работы поворотных лопаток диффузора значительно легче благо-
даря отсутствию высоких температур. Известна конструкция диффузора, в ко-
торой поворачивается только передняя часть лопаток (носики) [44].
Рис. 120. Регулируемый турбокомпрессор ТКР-14Р конструкции ЦНИДИ
При рассмотрении характеристик регулируемых турбин весьма важным'
является вопрос о соотношении требуемого и возможного диапазонов регулиро-
вания. Приравняв уравнения расходов газа через турбину и воздуха через дви-
гатель, для требуемого диапазона регулирования можно получить следующее
выражение:
= "дв 2k ф р2 0
И «двО^оФо kf р2 |Л/тРк0 ДВ’
184
где индекс 0 означает, что соответствующий параметр относится к номинальному
режиму, а величины без индекса — к минимальной частоте вращения.
Величина т]у(р с уменьшением частоты вращения увеличивается и тем больше,
чем больше перекрытие фаз открытия клапанов. В двигателях с разделенным вы-
пуском газа улучшаются условия продувки камеры сгорания, что также ведет
к увеличению т]у(р. Отношение kfjkf с уменьшением частоты вращения также ра-
стет, что связано с увеличением импульсности потока. Отношение р2 0/р2 зависит
от характера изменения а и доли отводимого с газами тепла с частотой вращения.
При наличии сопротивления это отношение также увеличивается с уменьшением
частоты вращения. Отношение рк/рк 0 задают, исходя из условия обеспечения не-
обходимого а, т. е. приемлемой экономичности, тепловой и механической напря-
женности. Для получения значительного коэффициента запаса крутящего мо-
мента необходим рост рк/рк 0, при этом отношение Ят О/Ят, определяемое из усло-
вия баланса мощностей компрессора и турбины, получается меньше единицы.
В целом величина А больше единицы, поэтому необходимый диапазон изменения
пропускной способности турбины pF оказывается значительно меньше, чем диа-
пазон изменения частоты вращения двигателя пдв. Возможный диапазон регули-
рования определяется из уравнений расхода газа через сопловой аппарат и рабо-
чее колесо. Анализ показывает, что существенное изменение pF при изменении
/с имеет место только в области малых отношений /с//л- При больших значениях
/с//л величина pF изменяется мало и регулирование рационально только в интер-
вале /с//л — 04-1,0. Практически нижний предел регулирования ограничивается
минимально допустимым к. п. д. турбины. Проведенные в ЦНИДИ исследования
показывают, что для регулируемых осевых трубин в диапазоне изменения pF
от 0,7 до 1,0 к. п. д. снижается на 2—3%. Для радиально-осевых турбин падение
к. п. д. в этом же диапазоне pF более значительное и составляет 5—7%. Указан-
ный диапазон изменения отношения pF достигается при изменении отношения
/с//л от 1 »0 до 0,5. На рис. 121 приведены характеристики регулируемой турбины
ТКР-11 •
На к. п. д. регулируемых турбин существенное влияние оказывают перетечки
газа через зазоры между неподвижными стенками и поворотными сопловыми ло-
патками. Уменьшение "этих перетечек, достигаемое, например, за счет цилиндри-
ческих полок на торцах сопловых лопаток (см. рис. 119), приводит к более пологому
изменению к. п. д. с поворотом лопаток и увеличением зазора. На рис. 122, по
данным [2], показано изменение относительного к. п. д. г]т регулируемой турбины
ТКР-40 в зависимости от торцового зазора А при различных углах ах для лопаток
с одной полкой со стороны поворотной оси (сплошные линии) и без полок (штри-
ховые линии).
Диапазон допустимой работы компрессора характеризуется величиной
с ____________________________ ^max ^min
доп-------Grain ’
где (jmax — наибольший расход воздуха через компрессор, определяемый вели-
чиной минимального к. п. д., допустимого по условиям совместной работы с дви-
гателем; Gmjn — наименьший расход воздуха через компрессор с учетом запаса
по помпажу.
На рис. 123 представлена область значений 6Д0П в функции наибольшей сте-
пени повышения давления при данной частоте вращения для различных компрес-
соров [67]. Требуемый диапазон работы 6тр определяется расходными характе-
ристиками двигателя. Он расширяется с увеличением форсирования двигателя
и коэффициента запаса крутящего момента. От этих двух факторов зависит также
и степень повышения давления, при которой необходимо вводить регулирование
компрессора для обеспечения условия 6тр < 6Д0П.
Возможности расширения диапазона работы компрессора за счет регули-
рования площади проходного сечения лопаточного диффузора иллюстрирует
характеристика регулируемого компрессора Коломенского тепловозостроитель-
ного завода им. В. В. Куйбышева [44] с поворотными входными участками
185
Кривая at, ... , ° fc, C“2
1 24,5 19,8
2 21 18,7
3 19 17,4
4 16 16,1
5 14 14,6
6 12 13,1
7 9 11,8
186
Рис. 123. Допустимый и требуемый диапазоны работы
компрессора:
1 — бдоп с регулируемым лопаточным диффузором; 2 —
бдоп с безлопаточным диффузором; 3 — 6ДОП с нерегу-
лируемым лопаточным диффузором; 4 — бтр5при N е —
= const и пдв = 0,5 4-1,0; 5 — 6тр при ре = const и
— 0,5 4-1,0; 6 — при Np ~ const и ппп — 0,7 4-
дв тр е __ дв
— 1,0; 7 — д_,_. при рр = const и п_п = 0,7 4-1,0
ip р До
Рис. 124. Характеристики регулируемого компрес-
сора в зависимости от угла поворота входных уча-
стков лопаток диффузора при изменении угла на
Да3:
/-----5° 30'; 2-----4° 00'; 5 — 0° 00'; 4----}-4о 00';
5-----1-5° 30'
лопаток диффузора, показанная на рис. 124. Поворот входных участков на
11° расширяет диапазон расходов воздуха примерно в два раза при лк = 2,5.
Торцовые зазоры в поворотных лопатках диффузора также существенно
влияют на характеристику компрессора. По данным ЦНИДИ [67], при больших
раскрытиях лопаточного диффузора уменьшение торцового зазора приводит
к повышению Нк и к. п. д. во всей зоне расходов. С уменьшением пропускной
способности диффузора эти величины растут только вблизи границы помпажа
и снижаются с увеличением расхода в большей степени, чем при увеличенных
торцовых зазорах. Это явление сказывается сильнее с уменьшением угла уста-
новки лопаток и увеличением окружной скорости. Поэтому при необходимости
регулирования в широких пределах в сторону малых расходов нецелесообразно
стремиться к очень малым зазорам по торцам поворотных лопаток. Сравнитель-
ные испытания показывают, что при суммарном зазоре по торцам 1,5—2,0% ха-
рактеристики регулируемого компрессора практически одинаковы с характери-
стиками компрессора, имеющего неподвижные лопатки.
Приложение 1
Вспомогательная таблица для расчета характеристик компрессора
и турбины
fe-1
Ч = «к k -1ид7т = 1--г2—
ЭТ — 1
т
V Лт k = 1,4 k = 1,34 •ГГ 9 *^гг» К т k = 1,4 k = 1,34
ч ч Ч ч Ч
1,00 0,000 0,00000 0,0000 1,68 ’ 0,160 0,1378 0,1234
1,02 0,006 0,00564 0,0050 1,70 0,164 0,1407 0,1262
1,04 0,011 0,01115 0,0100
1,72 0,168 0,1435 0,1286
1,06 0,017 0,01650 0,0145
1,74 0,172 0,1464 О' 1315
1,08 0,022 0,02175 0,0205
1,76 0,176 0,1495 0,1338
1,10 0,028 0,02686 0,0240
1,78 0,179 0,1519 0,1361
> 1,12 0,033 0,03186 0,0282 1,80 0,183 0,1546 0,1385
1,14 0,038 0,03675 0,0327
1,82 0,187 0,1573 0,1410
1,16 0,043 0,04152 0,0370
1,84 0,190 0,1599 0,1434
1,18 0,048 0,04619 0,0411
1,86 0,194 0,1625 0,1458
1,20 0,054 0,05075 0,0451
1,88 0,198 0,1650 0,1480
1,22 0,058 0,0552 0,0490 1,90 0,201 0,1676 0,1501
1,24 0,063 0,0596 0,0530
1,92 0,205 0,1700 0,1525
1,26 0,068 0,0639 0,0570
1,94 0,208 0,1725 0,1547
1,28 0,073 0,0681 0,0607
1,96 0,212 0,1749 0,1572
1,30 0,078 0,0722 0,0645
1,98 0,216 0,1773 0,1595
1,32 0,083 0,0763 0,0680 2,00 0,219 0,1797 0,1606
1,34 0,087 0,0802 0,0717
2,05 0,227 0,185 0,166
1,36 0,092 0,0841 0,0751
2,10 0,236 0,191 0,172
1,38 0,096 0,0879 0,0785
2,15 0,245 0,196 0,177
1,40 0,101 0,0917 0,0821
2,20 0,252 0,202 0,182
1,42 0,105 0,0953 0,0853 2,25 0,261 0,207 0,186
1,44 0,110 0,0989 0,0884 2,30 0,269 0,212 0,191
1,46 0,114 0,1025 0,0917
2,35 0,276 0,217 0,195
1,48 0,118 0,1060 0,0949
2,40 0,284 0,221 0,200
1,50 0,123 0,1094 0,0979
2,45 0,292 0,226 0,204 .
1,52 0,127 0,1128 0,1009 2,50 0,299 0,230 0,207
1,54 0,131 0,1161 0,1040 2,55 0,306 0,235 0,211
1,56 0,136 0,1193 0,1069 2,60 0,314 0,239 0,215
1,58 0,140 0,1225 0,1098
2,65 0,321 0,243 0,219
1,60 0,144 0,1257 0,1126
2,70 0,328 0,247 0,223
1,62 0,148 0,1288 0,1155 2,75 0,335 0,251 0,226
1,64 0,152 0,1318 0,1181 2,80 0,342 0,255 0,230
1,66 0,156 0,1348 0,1210 2,85 0,349 0,259 0,234
189
Продолжение прилож. 1
V Лт k 1,4 k = 1,34 як> ЯТ k = 1,4 k = 1,34*
Ч ч ч д/к ч ч
2,90 0,355 0,262 0,237 3,90 0,476 0,323 0,292
2,95 0,362 0,266 0,240 4,00 0,487 0,328 0,297
3,00 0,369 0,269 0,243 4,10 0,497 0,332 0,301
3,10 0,382 0,276 0,249 4,20 0,508 0,337 0,305
3,20 0,395 0,283 0,256 4,30 0,518 0,341 0,309
3,30 0,407 0,289 0,261 4,40 0,528 0,346 0,313
3,40 0,419 0,295 0,267 4,50 0,538 0,350 0,317
‘3,50 0,431 0,301 0,272 4,60 0,547 0,354 0,321
3,60 0,442 0,307 0,277 4,70 0,557 0,358 0,325
3,70 0,454 0,312 0,283 4,80 0,566 0,361 0,328
3,80 0,465 0,317 0,287 4,90 0,575 0,365 0,332
5,00 0,584 0,369 0,355
Рабочие характеристики основных модификаций серийных турбокомпрессоров
Приложение 2
ТК- 18Н-О1С и ТК- 18C-OZC о- ТК18Н-0^б-ТК38С-02С:Ь-ТК-тЗС
Ял 1)т
ТК-18Н-03 ТК-23-С
Продолжение прилож. 2
CD
to
Продолжение прилож. 2
со
tn
П
Байков
4ТК-03
Приложение 3
Расчет нагрузочной характеристики двигателя 64Н 15/18
с турбокомпрессором ТКР-14
Исходные данные:
Давление окружающей среды р0, кПа......................... 101
Температура окружающей среды to, °C ...................... 20
Номинальная мощность двигателя Ne, кВт ................... 220
Номинальная частота вращения пдв 0, об/мин................1500
Эффективный расход топлива ge, г/кВт ..................... 231
Механический к. п. д. *Пмех...............................0,85
Коэффициент избытка воздуха ас............................2,01
Коэффициент наполнения (при Рк = Рт, пр) Пу 0.............°’85
Разрежение на всасывании Ара0» кПа’....................... 5,0
Перепад давлений в холодильнике Дрх 0> кПа................ 3,0
Противодавление за турбиной Др2, кПа......................12,0
Температура газов перед турбиной tT, °C................... 580
Температура воды в холодильнике tw, °C.................... 15
Коэффициент охлаждения воздуха kx 0.......................0,55
Коэффициент &пр ..........................................0,65
Коэффициент двигателя 2?дв, м3/с..........................0,238
Коэффициент Впр, с/м...................................... 0,0068
Пропускная способность турбины Лт, м4«к/с2 ............... 0,0049
Расчет нагрузочной характеристики двигателя 64Н 15/18
Параметры Источник или формула Ne, кВт
44 88 132 184 220
Пдв» об/мин Задано 1500
Ре Ре! Ре о 0,4 0,8 1,2 1,67 2,0
^тв (Рк/Ро)0,1 1,01 1,02 1,03 1,045 1,06
Дртк, кПа Р? ~~ Рк 8 6 4 2 0
Рк, кг/м3 Р?/*тк 1,31 1,38 1,49 1,65 1,75
^мех’ к^а 1>Чв + ^тк+°’3?к 147 149 151 153 155
ЛГр кВт 0 “1" ^мехЛМ 79 124 168 220 258
Sia Рис. 98 0,99 0,99 1,0 1,0 1,01
it Принимаем 1,0
Si Sia'Six 0,99 0,99 1,0 1,0 1,01
Ве, кг/ч SiQSi^i 15,4 24,1 33 43,2 51,0
ge, г/кВт*ч Be!Ne 350 273 248 235 230
°дв' кг/с 0,264 0,293 0,329 0,375 0,41
“с 250Сдв/Ве 4,3 3,05 2,49 2,17 2,01
Р-гпр' кПа Po + 0,65Дрт 113 117 124 133 140
% ! (Рк/Рт. пр) - Рис- 97 0 0,43 0,95 1,37 1,75
1,0 1,05 1,09 1,13 1,165
•ф <1уЧ>/1 + 0,18 (Чу<? - 1)°-5 1,0 1,01 1,04 1,06 1,07
а ас/Ф 4,3 3,02 2,4 2,05 1,9
^гок 0,3 + 0,05ре+ 0,04р2 0,32 0,34 0,36 0,392 0,415
194
Продолжение прилож. 3
Параметры Источник или формула кВт
44 88 132 184 220
ср, кДж/кг-к Рис. 98 1,03 1,04 1,06 1,07 1,08
к 7 к - 0,55 (Гк- 288) 298 302 308 317 320
Т к Т 0,92 Г1 — 0,286 ( __ 1 ) 293 293 293 293 294
к пр ’ к L \₽к /J
гт, К Гк пр + 2930£чок/асср 514 612 701 795 864
8сж веж V 1 - Ртр/Ртр - РИС- 97 0,98 0,96 0,93 0,90 0,88
рг кПа — 4- 1 / 2 J_ Гт'°ДВ 120 125 135 151 162
р2, кПа Ро+ 0,19ДРт 105 106 108 111 ИЗ
«т Рт/^2 1,14 1,19 1,26 1,36 1,43
Ч Приложение 0,033 0,043 0,057 0,075 0,086
Нт, кДж/кг 1лзгт д7т 19,1 29,7 55,5 67,8 83,5
Ч Рис. 95 1,17 1,14 1,12 1,10 1,08
Чк Приложение 2 0,70 0,71 0,72 0,73 0,73
Приложение 2 0,75 0,75 0,75 0,75 0,75
^тк ”к”тЧ ' 0,52 0,53 0,54 0,55 0,55
Нк, кДж/кг Ч^тк 11,9 18,6 27,9 41,0 50,0
ч яДооб^ 0,041 0,063 0,096 0,14 0,17
ЛЛ Приложение 1 1,15 1,24 1,38 1,58 1,73
ра, кПа 101 - 50ДВ 99 98,5 97,5 96,5 95,6
Рк, кПа Раяк 114 122 134 152 166
тк, К Га(1 + ДУ'к) 310 320 332 348 360
Рк’ кПа рк ~ 3<?дв 112 120 131 149 162
лТк, об/мин Приложение 2 20 000 24 200 29 100 34 800 38 600
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Абрамович Г. Н. Прикладная газовая динамика. М., ГТТИ, 1953. 736 с.
2. Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей. М., «Машинострое-
ние», 1973, 296 с. Авт.: Д. А. Дехович, Г. И. Иванов, М. Г. Круглов, П. С. Моргулис,
В. Г. Перфилов.
3. Алексеев О. Н. Экспериментальное и расчетное определение колебаний оборотов.
ротора турбокомпрессора судового двухтактного дизеля. Сб. ДВС (НИИИнформтяжмаш),
1971, № 12, с. 26—31.
4. Аэродинамика проточной части судовых турбин. Л., «Судпромгиз», 1961. 364 с.
Авт.: Г. А. Матвеев, Г. Ф. Камнев, Н. М. Марков, В. С. Елизаров.
5. Биргер И. А., Шорр Б. Ф., Шнейдерович Р. М. Расчет на прочность деталей
машин. М., «Машиностроение», 1966, 616 с.
6. Бордуков В. Т. Применение турбокомпрессора с регулируемой турбиной для
наддува дизелей. — «Энергомашиностроение», 1959, № 9, с. 6—8.
7. Бошняк Л. Л., Бызов Л. Н. Тахометрические расходомеры. Л., «Машинострое-
ние», 1968. 212 с.
8. Будченко А. И. Исследование колебаний лопаток турбин агрегатов наддува
дизелей. Автореф. канд. дисс. Л., ЛКИ, 1973,' 20 с.
9. Бухарин Н. Н., Распутине А. И. Исследование канально-лопаточных диффузоров
центробежных компрессоров. — «Энергомашиностроение», 1965, № 8, с. 1—5.
-ТО. Газовые турбины двигателей летательных аппаратов. М., «Машиностроение»,.
1971. 620 с. Авт.: Г. С. Жирицкий, В. И. Локай, М. К. Максутова, В. А. Стрункин.
11. Газотурбинный наддув двигателей внутреннего сгорания. М., Машгиз, 1961.
171 с.
12. Галеркин Ю. Б., Рекстин Ф. С. Методы исследования центробежных компрес-
сорных машин. Л., «Машиностроение», 1969. 303 с.
13. Горлин С. М., Слезингер И. И. Аэромеханические измерения. М., «Наука», 1964.
720 с.
14. Гохфельд Д. А. Несущая способность конструкций в условиях теплосмен. М.,
«Машиностроение», 1970. 260 с.
15. Дейч Р. С. Оценка погрешности температурного метода определения к. п. д.
центробежного компрессора.— «Труды ЦНИДИ», 1961, вып. 42, с. 26 — 38.
16. Дейч Р. С. Схемы автоматического регулирования турбокомпрессора.транспорт-
ного дизеля. — «Труды ЦНИДИ», 1962, вып. 44, с. 22 — 34.
17. Дейч Р. С. Улучшение характеристики транспортного дизеля путем регулирова-
ния турбокомпрессора. — «Энергомашиностроение», 1966, № 10, с. 42 — 44.
18. Демьянушко И. В. Расчет диска с несимметричным ободом и ступицей. — «Из-
вестия вузов. Машиностроение», 1966, № 6.
19. Ден Г. Н. Механика потока в центробежных компрессорах. Л., «Машинострое-
ние», 1973. 270 с.
20. Дизели. Справочник. Под ред. В. А. Ваншейдта. М. —Л., «Машиностроение»,
1969. 600 с.
21. Жирицкий Г. С., Стрункин В. А. Конструкция и расчет на прочность деталей
паровых и газовых турбин. М., «Машиностроение», 1968. 520 с.
22. Жуковский М. И. Аэродинамический расчет потока в осевых турбинах. Л.,
«Машиностроение», 1967. 287 с.
23. Заварцева Н. А. Расчет на прочность дисков радиальных турбомашин.— «Труды
НАМИ», 1963, вып. 55, с. 34 — 79.
24. Зарянкин А. Е., Шерстюк А. Н. Радиально-осевые турбины малой мощности.
М., Машгиз, 1963. 248 с.
25. Иванов П. В. Совершенствование турбокомпрессоров для наддува двухтактных
дизелей.— «Труды ЦНИДИ», 1967, вып. 53, с. 152 — 160.
26. Иванов П. В. Особенности расчета радиальной импульсной турбины.— «Труды
ЦНИДИ», 1960, вып. 38, с. 38-47.
27. Иванов П. В. Особенности работы двигателя совместно с турбокомпрессором
с регулируемой турбиной. — «Энергомашиностроение», 1963, № 5, с. 20—24.
28. Иванов П. В. Пропускная способность ^турбины. — «Труды ЦНИДИ», 1961,
вып. 41, с. 50—54.
29. Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М. — Л., Гос-
энергоиздат, 1960, 463 с.
30. Ильин Л. О. Напряжения в закрытых рабочих колесах центробежных компрес-
соров.— В кн.: Прикладная механика, Киев, 1960, т. 6, вып. 1.
31. Кириллов И. И. Теория турбомашин. Л., «Машиностроение», 1972. 536 с.
32. Ковалевский Е. С., Мельник Г. В., Кончаковский В. А. Исследование динами-
ческих качеств вспомогательных дизелей с повышенным газотурбинным наддувом.—
«Судостроение», 1967, № 8, с. 28 — 30.
33. Козлов Ю. Б. Исследование колебаний лопаток центростремительных турбин
агрегатов наддува дизелей. Автореф. канд. дисс. Л., ЛКИ, 1969. 22 с.
34. Красовский О. Г. Численное решение уравнений нестационарного течения для
выпускных систем двигателей. — «Труды ЦНИДИ», 1968, вып. 57, с. 3 — 7.
196
35. Круглов М. Г. Термодинамика и газодинамика двухтактных двигатрппл „„„
треннего сгорания. М., Машгиз, 1963. 272. еи вну’
36. Кузнецов Т. Ф. Исследование дополнительного разгона т
ТК-34С двигателя 10Д100. Сб. ДВС (изд. ХГУ), 1970, № 12.
37. Курзон А. Г. Теория судовых паровых и газовых турбин. Л.,
1970. 592 с.
Урбокомпрессора
«Судостроение»,
38. Локай В. И. Зависимость профильных потерь в решете от угла атаки — «Из
вестия АН СССР. Отделение технических наук», 1954, No 6. • п -
39. Малинин Н. Н. Прочность турбомашин. М., Машгиз, 1962. 291 с.
40. Марков Н. М. Теория и расчет лопаточного аппарата осевых туобомяптыи
М,-Л., «Машиностроение», 1966. 240 с.
41. Мастер Д., Флорес Б. Показатели балансировки и современная американская
практика в этой области.— «Конструирование и технология машиностроения», 1969
№4. ’ ’
42. Митрохин В. Т. Выбор параметров и расчет центростремительной турбины М
«Машиностроение», 1966. 199 с. ”
43. Моисеев А. А., Топунов А. М., Шницер Г. Я. Длинные лопатки судовых турбин
Л., «Судостроение», 1969. 467 с.
44. Моргулис П. С., Перфилов В. Г. Турбокомпрессоры тепловозных двигателей.
М., «Машиностроение», 1965. 148 с.
45. Опыт проектирования колес центробежных компрессоров по заданному рас-
пределению скорости. — «Химическое и нефтяное машиностроение», 1973, № 4, Авт.:
Ю. Б. Галеркин, А. В. Зуев, К. П. Селезнев, Л. Я- Стрижак.
46. Орлов А. П. Исследование инерционных свойств пневмометрических насад-
ков.— «Труды ЦНИДИ», 1968. вып. 58.
47. Перфилов В. Г. Факторы, влияющие на изменение торцевого зазора поворотных
сопловых лопаток радиальной турбины.— В кн.: Проблемы развития комбинированных
двигателей внутреннего сгорания. М., «Машиностроение», 1968, с. 179—185.
48. Петунии А. Н. Методы и техника измерений параметров пазового потока. М.,
«Машиностроение», 1972. 332 с.
49. Пешехонов Н. Ф. Приборы для измерения давления, температуры и направле-
ния потока в компрессорах. М., Оборонгиз, 1962. 184 с.
50. Поветкин Г. М. Исследование влияния пульсирующего потока газов на работу
турбокомпрессора тракторного дизеля. Автореф. канд. дисс. М., 1963. 19 с.
51. Портнов Д. А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспламенением
от сжатия. М., «Машиностроение», 1963. 639 с.
52. Преображенский В. П. Теплотехнические измерения и приборы. М. —Л., Гос-
энергоиздат, 1953. 383 с.
53. Распутине А. И., Бухарин Н. Н. Исследование выхлопных патрубков газовых
турбин двигателей внутреннего сгорания.— «Известия вузов. Энергетика», 1965, № 9,
с. 38-45.
54. Рис В. Ф. Центробежные компрессорные машины. М. — Л., «Машиностроение»,
1964. 335 с.
55. Роджерс С; Типичные рабочие характеристики центробежных компрессоров газо-
турбинных двигателей.— «Энергетические машины и установки», 1964, № 2, с. 80 — 97.
56. Розенберг Г. Ш., Ткачев Н. М., Кострыкин В. Ф. Центростремительные турбины
судовых установок. Л., «Судостроение», 1973. 216 с.
57. Рыбальченко А. Г. К вопросу о регулировании наддува турбопоршневых дви-
гателей.— «Труды ВНИТИ», 1961, вып. 21, с. 76—81.
58. Селезнев К. П., Подобуев Ю. С., Анисимов С. А. Теория и расчет турбокомпрес-
соров. Л., «Машиностроение», 1968. 406 с.
59. Сидоренко М. К. Виброметрия газотурбинных двигателей. М., Машинострое-
ние», 1973. 224 с.
60. Скубачевский Г. С. Авиационные газотурбинные двигатели. М., «Машинострое-
ние», 1969. 543 с.
61. Справочник машиностроителя. В 6 т., т. 2. Под ред. Н. С. Ачеркана. М., Машгиз,
1956. Л. Г. Подвидз, Б. И. Яньшин. Гидравлика, с. 449 — 502.
62. Степанов Г. Ю. Основы теории лопаточных машин, комбинированных и газотур-
бинных двигателей. М., Машгиз, 1958. 348 с.
63. Танатар Д. Б. Дизели. Компоновка и расчет. Л., «Морской транспорт», 1963.
439 с.
64. Теория реактивных двигателей. Лопаточные машины. М., «Оборонгиз», 1956.
548 с. Авт.: Б. С. Стечкин, П. К. Казанджан, Л. П. Алексеев, А. Н. Говоров, Ю. Н. Не-
чаев, Р. М. Федоров.
65. Харкевич А. А. Спектры и анализ. М.—Л., ГИТТЛ, 1952. 192 с.
66. Холщевников К. В. Теория и расчет авиационных лопаточных машин. М.,
«Машиностроение», 1970. 610 с.
67. Ципленкин Г. Е. Исследование пределов регулирования центробежного компрес-
сора для наддува дизелей. Автореф. канд. дисс. Л., 1973. 21 с.
68. Шерстюк А. Н. Расчет течений в элементах турбомашин. М., «Машинострое-
ние», 1967. 187 с.
69. Шусторович Я. А. Растяжение дисков полуоткрытых колес радиальных турбо-
машин.—«Энергомашиностроение», 1963, № 11.
70. Шусторович Я. А. Изгиб полуоткрытых колес радиальных турбомашин.—
«Энергомашиностроение», 1965, № 10, с. 32 — 35.
71. Эккерт Б. Осевые и центробежные компрессоры. М., Машгиз, 1959. 667 с.
72. Ясногородский Я. Д. Производственные испытания турбокомпрессоров
СМД-ТКР-11Н.— «Тракторы и сельхозмашины», 1970, № 3, с. 44 — 46.
73. Dallenbach F. The aerodynamic design and performance of centrifugal and mixed-
flow compressors. Technical progress series. Society Automotive Engrs., 1961, N 3, p. 2 —30.
197
74. Eckert В. Die Gasturbine als Antriebsmaschine fur das schwere Straflenfahrzeug.
MTZ, 31 Jahrg., 1970, N 5, S. 203-210.
75. Federn K« Erfahrungswerte, Richtlinien und Giitemapstabe fur die Beurteilung
von Maschinenschwingungen. Ronstruktion, 10 Jahrg., 1958, N 8, S. 289—298.
76. Gisiger H. Turbinenschaufelbriiche an einem Lokomotivaufladegeblase. Techni-
sche Rundschau Sulzer. Forschungsheft 1963, Dieselmotoren, S. 51—56.
77. Jenny E. Die Verwertung der Abgasenergie beim aufgeladenen Viertaktmotor.
Brown Boweri Mitteilungen, 1950, N 11, S. 433—447.
78. Kaiser E., Hoschke M., Weikert E. Schaufelschwingungsmessungen an Radial-
turbinen eines Abgasturboladers. Maschinenbautechnik, 1972, N 4, S. 166 — 169.
79. Kasser F. Neuer Priifstand fur Abgasturbolader. Brown Boweri Mitteilungen,
1968, N 8, S. 461—462.
80. Rirsten W. Einfluss der Abgasleitungsanordnung eines Dieselmotors auf Schaufel-
schwingungen der Turbine der Turboladers. Brown Boweri Mitteilungen, 1971, N 4/5,
S. 148 — 160.
81. Ludewig H. Schwingungsuntersuchungen an Turbinenschaufeln von Abgasturbo-
ladern. MTZ, 1968, N 10, S. 408 — 414.
82. Smalley R. Jet assist turbocharged marine diesels. SAE preprints, s. a., N 700A,
1-7, 1965.
83. Voysey R. G. Some vibration problems in gas turbine engines. Proceedings Inst.
Meeh. Eng., 1945, vol 153, N 12.
84. Zastow V. A., Bernson E. R. Turbine blade vibrations of turbochargers. SAE-
paper, 1967, N 670507.
85. Zinner K« Das Beschleunigungsverhaltung des Dieselmotors mit Abgasturbolader.
MTZ, 1952, N 2, 3.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ............................................................. 3
Глава I. Повышение мощности дизеля при наддуве...................... 4
1. Влияние степени повышения давления воздуха л.,................... —
2. Влияние к. п. д. компрессора т]к.................................. 7
3. Энергетический баланс турбокомпрессора (ТК)....................... 9
4. Выпускные системы дизелей ....................................... 13
5. Требования к ТК, обусловленные двигателем........................ 14
Глава II. Конструктивные схемы и ряды ТК................................. 19
6. Обзор выполненных конструкций и их анализ......................... —
7. Ряды ТК ......................................................... 24
Глава III. Расчет и профилирование компрессора........................... 27
8.
9.
10.
12.
13.
14.
Глава
15.
16.
17.
18.
19.
20.
21.
22.
23.
Глава
К. п. д. компрессора ...........................................
Входное устройство..............................................
Рабочее колесо .................................................
Диффузор .......................................................
Улитка ...................................................... <
Согласование элементов проточной части компрессора .............
Ряды модификаций ...............................................
IV. Расчет и профилирование турбины ...........................
К. п. д. турбины ...............................................
Газоподводящий корпус ..........................................
Рабочий процесс в решетках .....................................
Потери в решетках ............................................
Профилирование решеток соплового аппарата и рабочего колеса осе-
вых турбин ...................................................
Профилирование решеток лопаток радиально-осевой турбины ....
Газоотводящий корпус .........................................
Особенности расчета импульсной турбины........................
Ряды модификаций турбины .....................................
V. Расчеты на прочность .......................................
31
33
40
48
50
51
57
59
61
63
65
66
72
77
78
86
96
24. Расчет колес радиально-осевых турбин и центробежных компрессоров —
25. Вибрации лопаток турбин и компрессоров............................ 98
Глава VI. Конструктивные элементы ТК ....................................... 1П
26. Ротор ........................................................... —
27. Детали корпуса ................................................ 115
28. Подшипники и уплотнения ...................................... 117
29. Некоторые вопросы профилирования и технологии литых рабочих колес 122
Глава VII. Испытания ТК ............................................ 126
30. Проведение испытаний и обработка их результатов.................. —
31. Измерение основных величин ................................... 134
32. Испытательные стенды .......................................... 142
33. Испытания и настройка ТК на двигателе.......................... 144
Глава VIII. Совместная работа двигателя и ТК................................ 149
34. Расчет характеристик совместной работы двигателя и ТК.............. —
35. Параллельная и последовательная работа агрегатов наддува......... 161
36. Влияние колебаний расхода воздуха через центробежный компрессор
на его к. п. д........................................................ 163
37. Подбор ТК Для дизеля ............................................ 166
Глава IX. Динамические свойства и регулирование ТК....................... 168
38. ТК как динамический объект ................................. —
39. Системы автоматического регулирования ТК....................... 175
40. Конструктивные особенности и характеристики регулируемых турбин
и компрессоров ...................................................... 181
Приложение ............................................................... 189
Список литературы ........................................................ 196
Борис Петрович Байков, Валентин Тимофеевич Бордуков, Петр Васильевич Иванов,
Рафаил Самуилович Дейч
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
Редактор издательства Р. Н. Михеева
Переплет художника О. П. Андреева
Технический редактор В. Ф. Костина
Корректор Р. Г. Солодкииа
Сдано в набор 22/XI 1974 г. Подп. к печати 6/V 1975 г. М-20317. Формат бум. 60X90Vie.
Бумага типографская № 3. Печ. л. 12,5, Уч.-изд. л. 14,8 Тираж 5000 экз.
Зак. № 1398. Цена 90 коп.
Ленинградское отделение издательства «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
191065, Ленинград, Д-65, ул. Дзержинского, 10
Ленинградская типография № 6 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
19314 1, Ленинград, С-141, ул. Моисеенко, 10