CC BY
49
УДК 621.43.052
К ВОПРОСУ О ПОВЫШЕНИИ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК АВТОНОМНЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ ЖКХ НА ОСНОВЕ ОПТИМИЗАЦИИ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ СИЛОВОГО ПРИВОДА
Т.В. Потемкина1
Санкт-Петербургский государственный университет сервиса и экономики (СПбГУСЭ),
191015, Санкт-Петербург, ул. Кавалергардская, 7, лит. А
Проведен анализ влияния геометрических и газодинамических параметров ступени турбокомпрессора, и в частности - лопаточного диффузора, на эксплуатационные показатели дизель-генераторных станций электроснабжения жилищно-коммунального назначения.
Ключевые слова: ступень турбокомпрессора, лопаточный диффузор, потери напора.
TOWARDS THE ISSUE OF IMPROVING OPERATIONAL CHARACTERISTICS OF AUTONOMOUS POWER STATIONS OF HOUSING ON THE BASIS OF OPTIMIZATION OF
AIR-POWER DRIVE
T.V. Потемкина
St. -Petersburg state university of service and economy (SPbSUSE), 191015, St.-Petersburg, streetKavalergardsky, 7 A. The analysis of influence of geometrical and gas-dynamic parameters stage турбокомпрес-Sora, and in particular the blade of the diffuser, the operational performance of diesel power stations of power supply of the housing and public utilities.
Keywords: stage turbocharger, scapular diffuser, the pressure loss.
Одним из основных направлений, позволяющих обеспечить комплексное повышение эксплуатационных характеристик дизельных электростанций (топливная экономичность, надежность, экологическая безопасность) является использование высокоэффективного турбонаддува с высоким к.п.д. компрессора на номинальных и неноминальных режимах работы, включая области с повышенными значениями чисел Маха и с обеспечением равномерности подачи воздуха в цилиндры. Повышение к.п.д. компрессора: позволяет повысить коэффициент наполнения цилиндра дизеля; уменьшить удельный расход топлива; позволяет снизить максимальную температуру цикла, повысить дисперсность распыливания топлива, улучшить смесеобразование и в результате уменьшить дымность и содержание токсичных выбросов.
Результаты теоретических работ и экспериментальных исследований по улучшению эксплуатационных показателей дизельных двигателей форсированных турбонаддувом и компрессоров турбонаддува отражены в работах отечественных и зарубежных ученых [1 - 7]: Бордукова В.Т., Вайнштейна В.А., Галеркина Ю.Б., Дейча Р.С., Измайлова Р.А., Капустина А.А., Костина А.К., Круглова М.Г., Лазарева Е.А., Лямцева Б.Ф., Николаенко А.В., Петриченко М.Р., Петриченко Р.М., Савина Б.Н., Селезнева К.П., Симонова А.М., Симсона А.Э.,
Ханина Н.С., Цыпленкина Г.Е. и других. На рис. 1 [2] показаны характеристики изменения крутящего момента при различных вариантах настройки системы турбонаддува (двигатель оставался без изменений). Варианты повышения максимального крутящего момента на 20^25% снизить удельный расход топлива на 10^20% в зависимости от режима работы (рис. 2).
1000 2000 3000 4000 5000 пя [об/мин]
Рисунок 1. Зависимость крутящего момента от частоты вращения двигателя: 1 - без турбонаддува; 2,3 - с турбонаддувом
Анализ результатов расчетных и экспериментальных исследований показывает, что эффективность работы дизельного двигателя зависит от многих факторов, поэтому турбокомпрессор наддува следует рассматривать как
неотъемлемый агрегат, который определяет эффективные, экономические и экологические показатели дизеля. Однако условия эксплуатации предполагают такие особенности как частая работа на неноминальных режимах при высоких числах Маха и неравномерность подачи воздуха в цилиндры дизеля. Кроме того, мобильный характер использования предполагает минимизацию массогабаритных параметров турбокомпрессора. Поэтому движение воздуха в проточной части компрессора турбонаддува с осерадиальным полуоткрытым рабочим колесом и лопаточным диффузором имеет сложный характер, связанный с отрывами потока, вихрями, вторичными течениями и нестационарными пульсациями.
1 1
1 - штатный дшпатель: 2, л - двигатель о турбонадцуиом (ипршшмы настройки)
2 /
/
3
1000 2000 3000 4000 5000 Пдв, [об/мин]
Рисунок 2. Зависимость удельного расхода топлива от частоты вращения двигателя: 1 - без
турбонаддува; 2,3 - с турбонаддувом
Модель отрывного течения в осерадиальном полуоткрытом колесе впервые была предложена Дином и экспериментально подтверждена Эккардтом и Крейном с помощью лазерного анемометра в условиях реальной нагрузки. Визуализационные исследования Ю.Б. Галеркина и К.П. Селезнева традиционных колес с цилиндрическими лопатками показали, что энергообмен между ядром потока и пограничным слоем с учетом вращения и кривизны каналов определяет характер течения и потерь в проточной части. Физические эксперименты в осерадиальных полуоткрытых колесах, в подобной постановке, в отечественной практике практически отсутствуют из-за сложности изготовления объектов исследования и постановки эксперимента. Рабочее колесо компрессора турбонаддува дизеля имеет значительную кривизну меридиональной и окружной поверхностей. Поэтому поверхности тока сильно искривлены, поток подвержен сильному влиянию вязкости, не учет которой в жестких условиях эксплуатации дает зачастую отрицательный результат.
Расчетные модели течения и потерь в осерадиальных колесах развиваются динамич-
но от теоретической невязкой постановки Ву и Траупеля до практической реализации Янсена, Хирша, Хорлока, Сальникова В.С., Дорфмана Л.А., Раухмана Б.С. и др. Сегодня наиболее современные трехмерные численные методы позволяют решать уравнение Навье - Стокса в форме Рейнольдса для сжимаемой вязкой жидкости, но они сложны в использовании и требуют больших ресурсов. Представляется, что наиболее оптимальны в использовании квазит-рехмерные методы с определением параметров пограничного слоя. Однако их адаптация к практическим расчетам требует большого числа экспериментальных данных.
Анализ работ показал, что при большом числе аналитических расчетных методик практически отсутствуют проектировочные методики. Это объясняется, с одной стороны тем, что фирмы эти методики считают коммерческой тайной, с другой стороны отсутствием надежных данных влияния на эффективность ступени и ее элементов геометрических, газодинамических и режимных параметров, которые можно получить исключительно по результатам модельного эксперимента, практически отсутствующего в отечественной практике.
Таким образом, актуальной задачей, поставленной в данном исследовании, является разработка расчетно-методического комплекса для оптимизации и проектирования проточных частей компрессоров турбонаддува дизелей. В основу такого комплекса должна быть положена физическая модель течения и потерь в проточной части компрессора, основанная на результатах экспериментального исследования структуры потока путем визуализации низкоэнергетических зон в лопаточных элементах.
Физический эксперимент по визуализации низкоэнергетических зон в лопаточном
диффузоре (D3 = 1,13; D4 = 1,26; b3 = 0,075; Znd = 8шт.; a = 100; a = 150) проводился
на высокооборотного малоразмерного воздуховсасывающего агрегата мобильной машины, приведенной на экспериментальном стенде СПбГУСЭ. В результате исследований выявлены различия в условиях работы решеток рабочего колеса и лопаточного диффузора, которые заключаются, прежде всего, в существенно большей неравномерности потока перед лопатками последних, вызываемой меридиональной неравномерностью потока и нестационарно-стью параметров за колесом. Нагрузка лопаток лопаточного диффузора невелика. Разность давлений в межлопаточном канале вдоль нормали практически отсутствует. Это объясняет характер обтекания ненаблюдаемый в колесе, где срывы на передней стороне лопаток отсутствуют.
Была проведена визуализация потока в лопаточном диффузоре на режимах, близких к оптимальному (Фопт = 0,019), на максимальном ( Фтах = 0,023) и минимальном
(Фтт = 0,014) расходах при Ми = 0,62. Реконструированные результаты визуализаций лопаточного диффузора даны на рис 3. Здесь формы зон различной степени напыленности, характеризующей интенсивность потока, изменяются в зависимости от режима работы. На номинальном режиме работы на задней стороне лопаток напыление отсутствует. Развитая низкоэнергетическая зона формируется на передней стороне лопатки, практически с диаметра D3. Занимая одну треть поверхности лопатки
на Фтах она расширяется на ФтМ напыление
занимает до 90% поверхности лопатки. На диске отчетливо виден увеличивающийся с уменьшением расхода отрыв потока со стороны передней поверхности лопатки. На остальных поверхностях каналов напыление отсутствует, что подтверждает положение о слабости вторичных течений в лопаточном диффузоре.
Ми =0,621
=0,01 з:
Ми =0,621 Фтах =0,0234
интенсивное
напыление
напыление
средней
интенсивности
слабое
напыление
Рисунок 3. Визуализация в лопаточном диффузоре:
при Фтт (а), Фопт (б), Фтах (в)
По результатам физического эксперимента сформирована схема течения:
^ поток на входе в лопаточный диффузор нестационарный, вследствие неравномерности на выходе из колеса по окружности;
^ энергообмен между ядром потока и пограничным слоем отсутствует, т.е. все сечение на входе в лопаточный диффузор в меридиональной плоскости занято вязким потоком;
^ в выходной части лопаточного диффузора имеется отрыв на передней стороне лопатки;
^ имеется окружная неравномерность, вызванная обратным влиянием неосесимметричного выходного устройства.
Перечисленные особенности приводят к необходимости решения трехмерного нестационарного уравнения Рейнольдса. Для упрощения задачи приняты допущения:
^ поток на входе в лопаточный диффузор стационарен;
^ вторичные течения в лопаточном диффузоре, с учетом малой кривизны, пренебрежимо малы;
^ реальное трехмерное течение рассматривается как совокупность осредненного на окружной координате полностью вязкого течения в меридиональной плоскости и осреднен-ных по высоте лопатки пограничных слоев на лопатках;
^ схема отрывного обтекания решетки лопаточного диффузора характеризуется наличием струи с постоянной скоростью от точки отрыва;
при расчете пограничных слоев на ло-
патках пренебрегается отличием действительного распределения скоростей на границе пограничного слоя от полученного в результате обтекания решетки невязким потоком.
Несмотря на введенные допущения, такая схема позволяет сравнивать по положению точки отрыва и коэффициенту потерь варианты лопаточных диффузоров, выявить влияния на течение в диффузоре основных факторов.
Параметрическая оптимизация ступени компрессора турбонаддува дизеля включает в себя несколько этапов:
^ оптимизация в условиях работы дизеля на номинальном режиме с учетом влияния числа Маха;
оптимизация характеристики ступени при работе дизеля на неноминальном режиме и нестационарности подачи воздуха в цилиндры; экспериментальная отработка ступени. Целью оптимизации является нахождение сочетания геометрических и газодинамических параметров ступени и ее элементов, обеспечивающего максимальный к.п.д. компрессорной ступени на заданном расчетном режиме. В общем случае решение задачи оптимизации включает в себя совместное определение параметров ступени в основных характерных сече-
ниях проточной части компрессора с нахождением оптимальной формы проточной части каждого элемента и определением его коэффициента потерь. Для компрессорной ступени турбонаддува дизеля, при условии автомодельности проточной части по числам Рейнольдса и заданном втулочном отношении колеса, зависимостями, устанавливающими влияние на эффективность элементов ступени основных определяющих газодинамических и геометрических параметров являются [1]:
Ср.к, лр.к = I (™1 / ^ Ут , фр , , О;
Сбл.д , 'Лбл.д _ 1 (С2 ^ С3, а 2, Ь2 ^ £2, Ь3 ^ Ь2 ,М с2 ) ; Сл.д ,Пп.д = / (с3 / ^, Aa, V К Ь4 / ^ £4 / ^ Мсъ)-
В данной работе принята квазитрехмер-ная модель течения в проточной части ступени, в соответствии с которой пространственная задача разделяется на две двумерные. Одна из них предполагает расчет течения в меридиональной плоскости в предположении осесим-метричности потока, другая - расчет течения на осесимметричной поверхности тока в слое переменной толщины. Рассматривается дозвуковое течение и режимы обтекания решетки, близкие к расчетным.
Предварительный расчет невязкого потока в меридиональной плоскости колеса проводится канальным методом, в котором предполагается полное отсутствие касательных напряжений трения и для описания движения потока применяется уравнение Эйлера. Течение рассматривается в цилиндрической системе координат (X, у , ф ) с коэффициентами Ляме:
Нх = 1 - ; Ну = Ь ; Я = г, где: Ь -
-----а-
H dx b dy H • b dx H
C
1 dp
-cos y =
H • г рй dy
При этом профиль скорости Cy получается
после интегрирования уравнения неразрывности:
dy (rHCy) = -— -d- (prbC,).
dy Рог dx
Течение в межлопаточном канале рабочего колеса на осесимметрической поверхности тока рассчитывается в предположении существования невязкого ядра потока и турбулентного пограничного слоя с использованием профилей скорости из расчета потока в меридиональной плоскости.
Особенностью метода расчета обтекания лопаток является учет угла отставания и угла атаки. Сам метод основан на решении интегрального уравнения моментов:
d
2шг sin у-------
dx
R 1
r cos рл [
Л
j Wp2d ф
+-
d_
dx
W
уРср 0
Jaw,wp d ф
ср 0
Л
+
Aprzb
m
_ z
где: ф =
2лг
(ф-фп) - относительная угловая
ши-
координата, отсчитываемая от передней стороны лопатки, W - проекция вектора относительной скорости на направление лопаток, Wр - среднерасходная относительная скорость в межлопаточном канале; AWu - определяет отставание потока от направления лопаток.
Связь между AWu и Wp получена из
уравнения неразрывности, представленного в виде:
dAWu 2лт2r . . df ЙРЛ
----- н-------sin р л— — = 0.
z dx ^ т у
Здесь скорости отнесены к среднерасходной скорости Wp .
Предполагается линейное распределение скорости Wp от передней к задней стороне лопатки:
1 ^
рина меридионального контура; г - радиус; а - кривизна средней линии канала. Предполагается, что плотность поперек канала постоянна и изменяется в продольном направлении по адиабатному закону. Положения осесимметрических поверхностей тока определяются из уравнения движения в проекции на ось у :
с дСу Су дс„ СхСу dь а
Wp = 1+ AWI ф --
где AW - аэродинамическая нагрузка, т.е. разница скоростей на передней и задней сторонах лопатки.
Совместное решение уравнения неразрывности, уравнения распределения скорости и уравнения моментов с последующим интегрированием позволяет получить:
2юг . 1 d
----sin у——(Ж •r •cos p) +
z z dx р
+ -\• — ÍtW • r2sinрл— Aw1 = —^— AW.
6 z dx У Рср dx ) 2m sin Рл
Получено обыкновенное дифференциальное уравнение второго порядка, требующее для своего решения задания граничных условий на входе и выходе межлопаточного канала. На
входе в канал скорость AWu определяется из
входного треугольника скоростей. Условием на выходе является равенство скоростей на передней и задней сторонах лопатки. Для решения уравнения используется конечно - разностный метод.
Картина отрывного течения заменяется приближенной схемой. Полагается, что, отде-
r
ляясь в точке отрыва пограничного слоя на задней стороне лопатки, поток в межлопаточном канале распространяется в виде струи идеального газа, прилегающей к поверхности передней стороны лопатки. Из условия равновесия газа в зоне отрыва следует неизменность скорости на границе зоны отрыва. Точка отрыва находится из расчета пограничного слоя на задней стороне лопатки рабочего колеса. Зона отрыва определяется:
( ТТГ Л
1 --
W
W
sin Р
л 2 •
з.отр. J
Пограничный слой на лопатках рассчитывается вдоль линии тока внешнего невязкого потока. Вторичные течения на лопатках в используемой методике учитываются частично, влияние вращения и кривизны лопатки на процессы турбулентного переноса учитываются через поправку к пути смещения. Интегральное уравнение импульсов в этом случае имеет вид:
dS** „ 1 dW
-----+ (2 + H)S-------------+
dx W dx
+ 5**dh - Cl ’
h dx 2
где: h - расстояние между соседними линиями тока; C f - местный коэффициент поверхностного трения; H - формпараметр пограничного
_ **
слоя; S - толщина потери импульса.
Последний член в левой части уравнения учитывает схождение линий тока внешнего невязкого течения. Для определения связи между Cf, H , S используются эмпирические
соотношения. Параметры пограничного слоя рассчитываются вдоль трех линий тока. Решение уравнения выполняется методом Рунге -Кутта.
Вязкое осесимметричное течение в меридиональной плоскости рабочего колеса рассчитывается численным методом А.М. Симонова - Ю.И. Бибы, и основывается на рассмотрении турбулентного течения газа в проточной части. Предполагается, что геометрия рабочего колеса позволяет «параболизовать» задачу и использовать для описания течения уравнение Рейнольдса, записанное в приближении «узкого канал» для криволинейных течений. Полагается, что радиус кривизны средней линии меридионального контура достаточно велик по сравнению с его шириной. Это позволяет пренебречь влиянием местной кривизны канала на течение вверх и вниз по потоку. Расчет ведется в криволинейной ортогональной системе координат, с использованием уравнения неразрывности, проекций уравнения движения на оси x, у , р , уравнения сохранения расхода. Турбулентная вязкость определяется с помощью ал-
гебраической модели турбулентности, в которой длина пути смешения определяется с поправками на кривизну.
На ограничивающих поверхностях ставятся условия прилипания, а во входном сечении задаются профили Сх(у), Си(у) и уровень отсчета давления. Сжимаемость учитывается приближенно. Плотность полагается переменной лишь в продольном направлении и определяется из уравнения состояния. Решение задачи проводится численно конечно - разностным методом.
Особенности течения в лопаточном диффузоре, определенные в физической модели, приводят к необходимости решения трехмерного нестационарного уравнения Рейнольдса. Для упрощения задачи приняты допущения Б.Н. Савина: поток на входе в лопаточный диффузор стационарен; реальное трехмерное течение рассматривается как совокупность ос-редненного по окружной координате полностью вязкого течения в меридиональной плоскости и осредненных по высоте лопатки пограничных слоев; схема отрывного обтекания решетки характеризуется наличием струи с постоянной скоростью от точки отрыва.
Параметры турбулентного пограничного слоя на лопатках, так же как и в рабочем колесе, рассчитываются интегральным методом. Интегральное уравнение импульсов пограничного слоя:
¿5* 1 ас
---+ (2+Н )5-------+
аX С ¿х
+5** ¿ь = /
Ь ¿х 2
где: С - скорость на границе пограничного слоя; Ь - ширина меридионального контура; X - координата вдоль поверхности лопатки.
Для расчета вязкого течения в меридиональной плоскости используются параболизованные уравнения Рейнольдса, осредненные по угловой координате:
дСх дС 1 др дт
С —*. + С —^ =---------11 + —^;
дх дz р дх рдг
* = 0,
дz
дСх дС Сх -
—х + —- + —— = 0,
дх дz I ¿х
где: z - координата вдоль оси вращения; х -координата вдоль средней линии межлопаточ-ного канала; I - расстояние между передней и задней сторонами лопаток.
Коэффициент потерь колеса на ограничивающих поверхностях определяется отношением потерянной работы к кинетической энергии при входе в колесо в относительном движении:
+
К вопросу о повышении эксплуатационных характеристик автономных электростанций ЖКХ на основе оптимизации воздухоснабжения двигателя силового привода с осерадиальными колесами. В данной работе предлагается методика расчета характеристики лопаточного диффузора по задаваемому экспериментальному входному профилю скоростей. Исходными данными являются: осредненный по окружности профиль скорости на выходе колеса по ширине безлопаточного диффузора, геометрические, газодинамические и режимные параметры ступени. Профиль скорости на входе в диффузор определяется из условия:
Л2
2^7 2 Н1Я,-А
- = В".3”Р. гМ Є™Р,
2
+
2
| иёх о_____________
Ш3
г.Ь. 2 віпр,
где: гх, Г2 - радиусы входа и выхода колеса; Ь, Ь2 - высота лопатки на входе и выходе, р1, р2
- плотность на входе и выходе; т^ - проекция
^и
касательного напряжения трения на диске на
окружное направление; Fx - внешняя сила,
заменяющая воздействие лопаток на поток.
Вторичные потери в используемом методе учтены частично. Условно профильные потери разделяются на потери трения и смешения и определяются разностью потоков энергии на входе в решетку и на выходе:
^проф =777^ Р
___ х
. (віпр2-8 )
( і Л
28 + 28 (8)
віп
-1
+
\-'“‘г2 У
—^*2 2віп Р2 -1
+
Ш2
С „р = Шт віп Р;
8
Ш
(віпР2-8 )3
'тр ’
где: 8 - толщина вытеснения; 8 - толщина
потери энергии. При этом предполагается быстрое выравнивание окружной неравномерности на выходе из колеса.
Суммарные гидравлические потери в рабочем колесе складываются из профильных, потерь в меридиональном потоке и потерь в осевом зазоре с корпусом:
аПр.к=ап;?+лп;і +алГк
Потери в лопаточном диффузоре определяются как разность потоков энергии на входе и выходе. Гидравлический к.п.д. ступени:
Пг =1 - (АПр.к+^а +АПл.а ).
Эксплуатация дизеля, функционирую -щего в составе дизель генераторных установок, характеризуется значительным временем работы на неноминальных режимах. Методики расчета вязкого пространственного потока в лопаточном диффузоре теряют точность по мере удаления рассчитываемого режима от номинального и не могут гарантировать высокоэффективную работу. Экспериментальные исследования дают реальную информацию, но крайне трудоемки и требуют значительных финансовых затрат, особенно исследования ступеней
с3
С2 * Я3
Я,
при условии равенства в указан-
ных сечениях давлений и температур. Профиль скорости на выходе из лопаточного диффузора определяется с использованием расчета распределения скоростей по лопаткам (рис. 4).
Потери в лопаточном диффузоре определяются как сумма профильных потерь и на ограничивающих поверхностях:
^л.д =£ л.д.^ + £
проф
>л.д.
її задняя стенка
г?
и
передняя стенка
Рисунок 4. Распределение скоростей по передней и задней стенкам лопаточного диффузора для ступени с РК-4 (Фр=0,О8).
Профильные потери определяются как сумма потерь отрыва, вызванные внезапным расширением и потерь на удар, связанные с наличием угла атаки на входе:
^ л.д„, = £ л.а + £
'л.д„
Потери отрыва определяются как потери расширения для диффузорных каналов:
h
л. д.
к (с4 - с4)2
отр
2
2
1
X
где: К - коэффициент , учитывающий состояние поля скоростей и пограничного слоя на
входе, с. - скорость в точке отрыва.
4отр
Потери на удар определяются по известной формуле Г.Ю. Степанова:
и — К (Асв* )2 - К С2^2 (аз ~ал3) _
ил.д. уд. КС 0 КС 0 т;и2
2
2 • 2 •
= КсСз Sln h
2
sin ar
2 sin аЛ3 где Кс - коэффициент смягчения удара.
Потери на ограничивающих поверхностях определяются как потери трения при движении потока с переменными скоростью и гидравлическим диаметром по длине диффузора:
h
=1
2d
Ar
2 dr sln a ’
„ dr 4 /
где: dl =--------; dr =------- - гидравлическим
sin a ¿7
диаметр; Я =
1
h
«3-4
2 2 С3 - C4
, где hn = oRT3
«3-4 3
-1
политропныи напор;
n k h
G =
- +
n
-1 k-1 R (T4 - T )
l/i = 1,2...3,0 распределениями нагрузки по лопаткам.
По сравнению с безлопаточным диффузором, где потери, в основном, определяются потерями трения, в лопаточном диффузоре потери на ограничивающих поверхностях составляют меньшую долю от общих потерь. Распределение нагрузки по лопаткам лопаточного диффузора так же имеет незначительное влияние на потери на ограничивающих поверхностях. Сильное влияние на общие потери в лопаточном диффузоре оказывают профильные потери, которые в свою очередь сильно зависят от распределения нагрузки по лопаткам.
Исследования лопаточных диффузоров проведено в ступени турбокомпрессора наддува транспортного дизеля с модельным рабочим колесом РК-4, определяющим газодинамические параметры ФР = 0,08 и /Т = 0,7 . Ширина лопаточного диффузора принята - b2 = b3 = b4 . Лопаточный угол диффузора изменялся по определенной зависимости (рис. 5) от аЛ 3= 19,70 до аЛ 4= 30,5°.
—- - коэффициент
(\8lgRe-1,5) сопротивления, определяется для турбулентного сечения по формуле Конакова; и - смоченный периметр канала; / - площадь поперечного сечения.
К.п.д. лопаточного диффузора приближенно можно оценить по следующей формуле:
32
30
28
26
24
22
20
18
а д.
У / / s
У У У У У
у* s s
У ** s
** т -
К - ^лд~^ потерянный напор.
Разработка и исследование лопаточных диффузоров проводились с помощью комплекса расчетных моделей, включающих в себя расчет невязкого обтекания решетки, расчет параметров пограничного слоя на лопатках и ограничивающих поверхностях, определение положения точки отрыва на лопатках, построение отрывного течения по схеме «струя-след» и расчет потерь.
Для получения обобщенных зависимостей влияния параметров на эффективность лопаточного диффузора были исследованы конструкции отличающиеся диффузорностью
с3 / с4 — 1,0.. .3,0 , густотой решетки
0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1
Рисунок 5. Варианты:------максимум нагрузки на
входе;------максимум нагрузки на выходе;-----
равномерное распределение нагрузки
Анализ полученных зависимостей показывает, что средняя нагрузка на лопатки диффузора, по сравнению с рабочим колесом, невелика. Однако, сам лопаточный диффузор очень чувствителен к влиянию изменения угла атаки.
На рис. 6 показано влияние распределения нагрузки по лопаткам диффузора (равномерная, максимум нагрузки на входе, максимум нагрузки на выходе) на коэффициенты потерь при различных углах атаки.
Видно, что максимальные значения коэффициентов потерь имеет вариант лопаточного диффузора, спрофилированный таким образом, что максимум нагрузки находится на выходе из лопаточного диффузора, минимальные значения коэффициентов потерь - вариант с максимумом нагрузки на входе в лопаточный диффузор. Лопаточный диффузор с равномерным распределением нагрузки по длине лопаток имеет средние по значению величины ко-
2
С
и
2
эффициентов потерь. Оптимальные значения коэффициентов потерь находятся в интервале
»-» "110 значении углов атаки г = —1...1 .
-6 -5 -4 -3 -2 -1 0 1
Рисунок 6. Нагрузка на лопатки:---------равномерная; ------максимум на входе;--------макси-
мум на выходе
При проектировании лопаточного диффузора компрессора турбонаддува по задаваемому распределению скоростей невязкого потока рекомендуется большую нагрузку сосредоточить на входе диффузора, задавая отсутствие или минимальный пик скорости на входе задней стороны лопаток на участке = 0,22...0,25. Далее задается безотрывное замедление скорости вдоль задней поверхности лопатки. В результате получается лопаточная решетка, течение в которой характеризуется отсутствием отрыва пограничного слоя на задних сторонах лопаток от входа до выхода и максимальным смещением положения точки отрыва потока на передних сторонах к выходу. При этом рекомендуется средняя нагрузка на лопатки Аеср = 0,35.0,4, нагрузка вдоль лопаток,
начиная от координаты I =0,3 - постоянная.
Основными параметрами влияющими на эффективность работы лопаточного диффузора являются потоковая диффузорность и густота решетки. Поэтому, проведенные расчеты сосредоточены на этих параметрах. Кроме того, при выборе исходных объектов исследования ориентация осуществлялась на проточные части компрессоров реально используемые в промышленности. В результате при изучении влияния потоковой диффузорности значения и диапазоны варьируемых и исследуемых параметров составили: потоковая диффузорность
с3/с4 = 1,8...3; Ц = 1,05... 1,1; Ц = 1,3...1,6 ;
zg = 12...24;а3 = 15...250; а4 = 25...400.
В результате исследований получена обобщенная зависимость (рис. 7) влияния потоковой диффузорности в лопаточном диффузоре на потери в окрестностях расчетной точки. При изменении диффузорности общие потери в основном определяются потерями профильными. Рост потерь на ограничивающих поверхностях
начинается только с области повышенной диф-фузорности с3 / с4 ^ 2,5. Оптимум по профильным потерям лежит в интервале диффу-зорности с3 /с4 = 2...2,2. При этом %проф составляют значения 0,15.0,18. Сильный рост профильных потерь обнаружен в области повышенной диффузорности С3 / С4 ^ 3 . Минимизация общих суммарных потерь возможна в интервале потоковой диффузорности с3/ с4 = 1,9.. .2,1.
0.28 0,24 0.20 0,16 0,12 0,08 0,04 0.00
1,8 2 2,2 2,4 2,6 (с' Л
V / расч
Рисунок 7. Влияние диффузорности на потери в лопаточном диффузоре
Густота решетки лопаточного диффузора исследована в интервале I/1 = 1,2...2,3 при оптимальной потоковой диффузорности с3 / с4
= 2,1, числе лопаток zлд = 12.28, лопаточных углов входа и выхода решетки аЛ3= 15...250, аЛ4= 25...400 (рис. 8). Потери на ограничивающих поверхностях оказывают сильное влияние на общую эффективность только в области повышенных густот I /1 >2,1. В этой области потери на ограничивающих поверхностях определяют общий уровень потерь в решетке. Профильные потери растут с понижением густоты. В этом случае увеличивается нагрузка на лопатки, возрастают потери связанные с отрывами потока. Общая эффективность влияния густоты решетки определяется балансом между профильными потерями и потерями на ограничивающих поверхностях. Оптимальные значения густот лежат в интервале I /1 = 1,7.2.
^ 0,24
^проф.
и0’20 0.16 0.12 0,08 0,04
0,00
1,3 1,5 1,7 1,9 2.1 //г
Рисунок 8. Влияние густоты решетки на потери в лопаточном диффузоре
'лд,опгг /
/
//
\ ^лд.эксп \ ^яд же».опт //
\ \ \ jf
jf
0,013 0,015 0,017 0,019 0,021 0,023 ф
Рисунок 9. Сравнение расчетных и экспериментальных коэффициентов потерь лопаточного диффузора
Предлагаемая методика была апробирована при построении характеристик лопаточных диффузоров ступеней высокооборотных воздуховсасывающих агрегатов с параметрами: Фр = 0,02; уТ = 0,6 Отклонение расчетных и
экспериментальных значений составило 3% (рис. 9), что позволяет рекомендовать данную методику к использованию для расчета характеристик лопаточных диффузоров компрессоров дизелей.
Расчетные и экспериментальные исследования ступеней компрессора турбонаддува с лопаточными диффузорами показали, что в области работы высоконапорных !//т = 0,7...0,8 и высокорасходных Фр = 0,08.0,09 мобильных агрегатов в условиях повышенных чисел Маха Ми = 1.1,2 целесообразно использовать лопаточные диффузоры, позволяющие значительно снизить габарит турбокомпрессора до D4 = 1,3__1,4 и имеющие эффективность в окрест-
ности расчетной точки не ниже безлопаточных диффузоров. При этом, эффективная работа на неноминальных режимах может быть обеспечена рациональным распределением нагрузки по лопаткам диффузора: отсутствие или минимальный пик скорости на входе / 0 = 0,22.. .0,25
задней стороны с последующим безотрывным замедлением и максимальным смещением точки отрыва на передней стороне к выходу, выбором густоты решетки в интервале / /1 = 2_2,3, увеличением ширины диффузора на выходе до Ь4 / Ь3= 1,1_1,3, ограничением уг-
лов атаки на входе в диффузор значениями i < 7...100 для предотвращения сильных не-
стационарных возмущений и равномерной подачи воздуха в цилиндры дизеля.
Вывод
В результате теоретических и экспериментальных исследований предложена методика разработки конструкции проточных частей высокоэффективных центробежных ступе ней компрессоров турбонаддува дизелей с осер, ди-альными полуоткрытыми рабочими колеса ми, лопаточными и безлопаточными диффузорами, повышающая к.п.д. на 4.5% выше существующих отечественных аналогов, работающих эффективно на номинальных и неноминальных режимах, в том числе при повышенных числах Маха, позволяющих снизить на 3.4 г/кВт-ч удельный расход топлива дизеля, повысить его надежность и экологическую безопасность, с учетом нестационарности подачи воздуха в цилиндры, и реально используемые в промышленности.
Литература
1. Боровиков А.В. Влияние газодинамических и геометрических параметров на эффективность рабочего колеса компрессора турбонаддува дизеля/ Труды СПбГАСЭ, вып. 2, СПб, СПбГАСЭ, 2004, с. 4164.
2. Боровиков А.В. Улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей оптимизацией газодинамических, геометрических и режимных параметров/ Труды МНТК «Улучшение эксплуатационных показателей двигателей тракторов и автомобилей», СПб, СПбГАУ, 2004, с 42-66
3. Боровиков А.В., Симонов А.М., Потемкина Т.В.
О результатах исследования лопаточных диффузоров компрессоров турбонаддува дизелей/ Труды МНТК «Улучшение эксплуатационных показателей двигателей тракторов и автомобилей», СПб, СПбГАУ, 2004, с. 76-82
4. Боровиков А.В., Потемкина Т.В. О методике проектирования характеристик лопаточных диффузоров компрессоров турбонаддува транспортных дизелей/ Труды СПбГАСЭ, вып. 2, СПб, СПбГАСЭ, 2004, с. 64-76.
5. Галеркин Ю.Б., Солдатова К.В., Титенский В.И. Теория, расчет и конструирование компрессорных машин динамического действия. Турбокомпрессоры. Принцип действия, области применения, основы рабочего процесса и конструкции. Учебное пособие. СПб: изд-во СПбГПУ, 2007, -142 с.
6. Галеркин Ю.Б. Турбокомпрессоры [Электронный ресурс]: учеб. пособие / Ю. Б. Галеркин, Л. И. Козаченко; Санкт-Петербургский государственный политехнический университет. СПб, 2008, -374 с.
7. Кампсти Н. Аэродинамика компрессоров. Перевод с английского под редакцией Ф.Ш.Гельмедова, Н.М. Савина, Москва: Мир, 2000, -686с.
1 Потемкина Татьяна Владимировна - старший преподаватель кафедры "Машины и оборудование бытового и жилищно-коммунального назначения", СПбГУСЭ, моб..+7(905) 256 04 74, е-mai/:[email protected].
