Материал: 2157
Содержание отчета
1.Название работы.
2.Цель и задачи работы.
3.Результаты расчета (согласно варианту) центробежного компрессора
срадиальными лопатками.
4.Результаты расчета (согласно варианту) радиально-осевой турбины.
5.Выбор марки турбокомпрессора для двигателя конкретной мощности.
6.Выводы по работе.
Контрольные вопросы
1.Принцип работы системы с газотурбинным наддувом.
2.Устройство и принцип действия центробежного компрессора и центростремительной турбины.
3.Что называют степенью повышения давления в компрессоре?
4.Порядок выбора прототипа турбокомпрессора.
5.Как изменяется скорость, температура и давление в проточной части компрессора?
6. Для какой цели в улитке компрессора расширяют каналы?
7.Как определяется адиабатная работа на колесе компрессора?
8.Какая турбина называется активной и реактивной?
9.Порядок расчета центростремительной турбины.
63
Практическая работа № 6
РАСЧЕТ СОВМЕСТНОЙ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
ИТУРБОКОМПРЕССОРА
6.1.Цели и задачи работы
Цель работы. Приобрести навыки расчета с применением ЭВМ (персонального компьютера) совместной работы двигателя и турбокомпрессора.
Задачи работы. Выполнить расчет двигателя 4ЧН 13/14 мощностью 80 кВт при частоте вращения коленчатого вала 1750 мин-1.
6.2. Расчет центробежного компрессора
При расчете компрессора с известными размерами определяют требуемое количество воздуха для двигателя, подачу воздуха одним компрессором (если их несколько), степень повышения давления, частоту вращения, общую работу, затраченную на впуск, сжатие и нагнетание воздуха, изменение температуры и давления в каналах и коэффициент полезного действия (КПД).
1. Требуемое массовое количество воздуха для двигателя (кг/с)
определяется из выражения [1]:
М |
Д |
α L0 |
ge Ne |
|
|
|
|
|
|
, |
(6.1) |
||
|
3600 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
где – коэффициент избытка воздуха (1,6 − 2,0) для дизеля; L0 – теоретическое количество воздуха, необходимое для сгорания 1кг топлива (14,5 кг); ge – удельный расход топлива, кг/(кВт ч) (0,18 − 0,22); Ne – мощность двигателя, кВт; – коэффициент продувки (1,1 − 1,2).
2. С учетом выбранного числа компрессоров ik необходимая подача воздуха одним компрессором находится по формуле
МК |
М Д |
. |
(6.2) |
i |
|||
|
к |
|
|
3. Определяем среднее эффективное давление Ре. Для четырех-
тактного двигателя эффективная мощность находится выражением
Ne |
Pe Vh i n |
, |
(6.3) |
|
|||
120 |
|
|
|
где Vh – рабочий объем цилиндра, л ; i – число цилиндров; n – частота
64
вращения коленчатого вала, мин-1.
После преобразования выражения (6.3) получим
Pe Ne 120 .
Vh i n
4. Величину давления воздуха на выходе из компрессора и сте-
пень повышения давления для четырехтактных двигателей определяем из соотношений
P 0,15 0,18 P |
, πk |
Pk |
, |
(6.4) |
|
|
|||||
k |
e |
|
P0 |
|
|
|
|
|
|
||
где Ро – давление на входе в компрессор (атмосферное давление).
5. Вычисляем окружную скорость на выходе из колеса компрессора
U2 |
|
Lад |
, |
(6.5) |
|
||||
|
|
нап |
|
|
где La – адиабатная работа сжатия; ηнап – напорный адиабатный КПД (0,6 − 0,75), характеризует способность колеса создавать напор.
6. Общую удельную работу (Дж/кг) при адиабатическом сжатии находим из выражения
|
|
|
k 1 |
|
|
|
||
L c |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|||||
p |
T |
π |
k |
1 |
, |
(6.6) |
||
ад |
a |
k |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где ср= 1005 Дж/(кг·К) – удельная массовая изобарная теплоемкость воздуха; Та= 293 К – температура на входе в компрессор, k 1,4 – показатель адиабаты для воздуха.
7. Зная окружную скорость и наружный диаметр колеса, находим
частоту вращения вала колеса компрессора из формулы
nk |
|
60U2 |
. |
(6.7) |
|
||||
|
|
π D2K |
|
|
8. Действительную удельную работу, затраченную на всасыва-
ние, сжатие и нагнетание воздуха в компрессоре, адиабатный КПД рассчитываем по формуле
L |
зат |
С |
р |
T |
T ; |
ηад |
Lад |
. |
(6.8) |
|
|||||||||
|
|
4 |
1 |
|
Lзат |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
9. Давление в каналах компрессора вычисляем по изменению температуры, которая определяется в результате торможения газа по формуле или методом подбора
65
Т* Т |
С2 |
, |
(6.9) |
|
2Ср |
||||
|
|
|
где С – скорость газа, м/с.
10. Определив температуру, находим давление по формуле
|
Т2 |
|
n |
|
|
|
n 1 |
, |
(6.10) |
||||
|
|
|||||
T |
||||||
P2 P1 |
|
|||||
|
1 |
|
|
|
||
где n – показатель политропы сжатия.
11. Мощность компрессора (работа за единицу времени)
Nk |
|
Мк Lад |
. |
(6.11) |
|
||||
|
|
ηад |
|
|
6.3. Расчёт радиально-осевой турбины
Исходными данными для расчета турбины являются данные теплового расчета двигателя и расчетные данные компрессора [1]. Тур-
бина должна обеспечить необходимую частоту вращения компрессора и его мощность.
1. Расход газа через турбину примерно на 3 % больше расхода воздуха через компрессор
MT 1,03Mk . |
(6.12) |
Наружный диаметр колеса турбины принимаем равным диа-
метру колеса компрессора D1T D2K . Поэтому окружные скорости на
входе в колесо турбины и выходе из колеса компрессора будут равны U1T U2K . Частота вращения колеса компрессора равна частоте вра-
щения колеса турбины nK nT . Так как колесо турбины и колесо компрессора закреплены на одном валу, то их мощности равны друг
другу NT NK . |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
2. Мощность на валу турбины определяется из выражения |
|||||||||
|
NT HT |
MT |
ηT , |
(6.13) |
||||||
где |
HT − располагаемый перепад |
|
энтальпии, Дж/кг |
(энтальпия |
||||||
HT |
Cp T ); ηT – эффективный КПД турбины (0,7 − 0,8). |
|
||||||||
|
3. Исходя из равенства NT NK , |
необходимый перепад энталь- |
||||||||
пии в турбине вычисляется по формуле |
|
|
|
|
||||||
|
HT |
|
MK Lад |
. |
(6.14) |
|||||
|
η |
|
||||||||
|
|
ад |
|
Т |
М |
Т |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
||||
66
4. Если всю энергию отработавших газов преобразовать в скорость на выходе из соплового аппарата, то адиабатная скорость САД будет равна
CАД |
2 HT . |
(6.15) |
Расчет завершается при равенстве мощности турбины и компрессора (допускается расхождение не более 5 %).
6.4. Расчет совместной работы двигателя и турбокомпрессора
В качестве базовой была принята программа совместной работы двигателя и турбокомпрессора, разработанная в МАДИ.
Программа расчёта совместной работы дизеля и турбокомпрессора требует проведения большого количества математических вычислений. Изменение одного входного параметра приводит к полному перерасчёту работы турбокомпрессора, а следовательно, и новым временным затратам. Получить качественный и надёжный расчёт характеристик совместной работы дизеля и турбокомпрессора невозможно без использования современной вычислительной техники.
Программа расчёта совместной работы дизеля и турбокомпрессора написана на языке Delphi. Программа универсальна и позволяет рассчитывать совместную работу различных дизелей с агрегатами наддува. Программа является моделью совместной работы дизеля и турбокомпрессора и отражает реальные процессы, протекающие в системе «дизель–турбокомпрессор». Поскольку входные параметры легко изменяются, то можно смоделировать оптимальную по производительности и наивысшему КПД систему «двигатель– турбокомпрессор». Внутренний цикл является итерационным и выполняется столько раз, сколько необходимо для достижения указанной точности, но не более 20 раз. В этом цикле выполняется расчет режима совместной работы, использующий методы последовательных приближений, основанные на ориентировочном задании частоты вращения ротора и ряда показателей работы дизеля и турбокомпрессора. После вычисления мощностей компрессора и турбины NК и NТ уточняется значение частоты вращения nк. Уточняются также значения остальных задаваемых параметров. Далее расчет повторяется при новом значении nк до тех пор, пока разница между NК и NТ не станет меньше заданной величины, определяющейся точностью расчетов.
На рис. 6.1 показана панель ввода исходных данных для программы расчета двигателей типа КамАЗ, Д-440, ЗИЛ-5301, совместно
67