CC BY
107
Механика и машиностроение
УДК 621.43.052
НАДДУВ ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ И МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ
© 2011 В.А. Лущеко, В.Н. Никишин
г. Набережные Челны, «Камская государственная инженерно-экономическая академия»
(ИНЭКА)
Поступила в редакцию 10.11.2011
Повышение производительности тракторов, автомобилей, строительных и дорожных машин, тепловозов и судов в значительной мере определяется ростом их энерговооруженности, т.е. мощности двигателей, приводящих их в движение. Поэтому одна из основных тенденций развития современных ДВС - повышение агрегатных мощностей. Вместе с тем требуется, чтобы повышение мощности не сопровождалось увеличением габаритов и массы двигателя, т.е. необходимо осуществлять увеличение его удельной мощности.
Рассмотрим на примере литровой мощности.
Литровой мощностью двигателя Nejl (кВт/л) называют мощность, отнесенную к 1л рабочего объема поршневой части ДВС.
Согласно определению,
У,=У/<Ол»/«оО
где Ne - номинальная мощность;
i - число цилиндров;
Vh - объем цилиндра;
pe - среднее эффективное давление;
п - частота вращения коленчатого вала;
Т - число тактов двигателя.
На практике повышение удельной мощности двигателя зачастую обеспечивают за счет повышения среднего эффективного давления. Увеличение среднего эффективного давления достигается повышением плотности воздуха на входе в двигатель
Рк за счет предварительного его сжатия. Решение этой задачи достигается применением наддува. Повышение среднего эффективного давления путем наддува приводит к росту газовых сил (максимального давления сгорания), последние возрастают с увеличением количества заряда, т.е. с повышением мощности; при этом индикаторная диаграмма благодаря наддуву становится полнее.
Из всех видов наддува наибольшее распространение и развитие получил газотурбинный наддув (ГТН), осуществляемый турбокомпрессорами типа ТКР, в которых центробежный компрессор приводится во вращение радиально-осевой турбиной, работающей от выпускных газов двигателя.
Развитие ГТН дизелей тесно связано с именем швейцарского инженера Альфреда Бюхи. С приоритетом от 16 ноября 1905 г. он получил патент DRP204630 на машинную установку, в которой общим валом соединены многоступенчатый осевой
компрессор, четырёхтактный одноцилиндровый дизель и многоступенчатая турбина, работающая на выпускных газах дизеля.
При работе двигателя некоторая часть индикаторной мощности, развиваемой в поршневой части самого двигателя и газовой турбине ТКР, расходуется в самом комбинированном двигателе и не может быть использована. Эту мощность называют мощностью механических потерь. К ней относят:
- мощность N.jp, затрачиваемую на преодоление трения между движущимися деталями двигателя;
- мощность N,, расходуемую на преодоление трения между движущимися деталями и воздухом или газами;
- мощность N3, затрачиваемую на приведение в действие агрегатов и устройств двигателя;
- мощность Nh.x., расходуемую на очистку и наполнение цилиндров (насосные потери) и характеризуемую в четырехтактных двигателях величиной
Рн.х..
Уменьшение мощности двигателя вследствие потерь в нем характеризует механический КПД 1jм :
N
Рс
1
м
= 1--
Р
м
N. р. р.
1 м м
e
Определить отдельно каждую из составляющих механических потерь трудно, поэтому механические потери считают состоящими из двух величин: работы трения (включая в нее все потери, кроме насосных) и насосных потерь, т.е. рм = ртр - рн.х.
Работа трения при наддуве возрастает вследствие увеличения нагрузки на движущиеся детали. Работа, затрачиваемая на газообмен, также возрастает с повышением давления наддува Рк2, что объясняется более быстрым увеличением работы расходуемой на выталкивание газов по сравнению с ростом полезной работы поступающего в цилиндр свежего заряда. Вместе с тем с повышением давления наддува относительное давление насосных потерь уменьшается.
На рис. 1 представлена зависимость механического КПД Т]м от степени повышения давления в
компрессоре ТСк при отношении давления наддува к противодавлению (рк/рт) = 1,1 [3].
1099
Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011
Рис. 1. Зависимость механического КПД рм от степени повышения давления в ком-прессоре пк при (рк/рт) = 1,1
Применение ТКР в комбинированных ДВС связано с решением задачи согласования расходных характеристик агрегата наддува и поршневой части самого двигателя. Основную трудность представляет обеспечение работы дизеля в широком диапазоне нагрузочных и скоростных режимов в условиях бес-помпажной работы компрессора и высоком КПД агрегата наддува.
Поэтому экспериментальные исследования ТКР являются неотъемлемым компонентом в процессе создания конкурентно способной продукции.
Испытания ТКР можно разбить на несколько групп [3]:
1) научно-исследовательские (обычно проводят для изучения термодинамических и газодинамических процессов в ТКР и его элементах, анализе их характеристик, прочности деталей и т.д.),
2) опытные (проводят для отработки рабочего процесса и конструкции ТКР с использованием результатов научно-исследовательских работ),
3) серийные (проводятся на испытательных станциях заводов-изготовителей в соответствии с ГОСТ 10033-68).
Испытания ТКР проводят как на безмоторных стендах различного вида, так и в составе двигательной установки.
Испытания на двигателе проводят с целью исследования и доводки системы турбонаддува, а также для проверки соответствия ТКР данному типу двигателя. Окончательная оценка эффективности работы ТКР проводится на двигателе.
Наибольшее распространение при газодинамических испытаниях ТКР находят безмоторные испытания, проводимые на специальных безмоторных стендах. Такие стенды характеризуются повышенной экономичностью и эффективностью.
Известно, что установки, применяемые для безмоторных испытаний, выполняются в основном по разомкнутому и замкнутому типам.
Схема с подводом воздуха от компрессора испытуемого ТКР (замкнутого типа), т.е. при работе ТКР в составе стенда по принципам одновальной газотурбинной установки, при меньших энергетических затратах не позволяет снимать весь диапазон характеристик. Такая схема, зачастую, используется только при проведении контрольных испытаний ТКР. При такой схеме работы стенда, сжатый воздух от постороннего источника используется только на
режимах запуска, охлаждения и при обкатке ТКР в незначительных количествах.
Наибольшее распространение при исследовательских газодинамических испытаниях ТКР нашла схема с подводом воздуха к приводной турбине от постороннего источника (разомкнутого типа), что позволяет снимать характеристики ТКР в широком диапазоне. При работе по этой схеме требуется большая затрата энергии для привода ТКР и значительный расход воздуха.
На рис. 2 представлена гидравлическая схема безмоторного стенда разомкнутого типа.
Рис. 2. Г идравлическая схема безмоторного стенда разомкнутого типа: 1 - дроссельная заслонка, 2 -испытуемый турбокомпрессор, 3 - расходомерное сопло, 4 - камера сгорания, 5 - расходомерное сопло, 6 - дроссельная заслонка
Газодинамические испытания ТКР проводят в два этапа:
1) испытания компрессора,
2) испытания турбины.
Испытания компрессорной ступени ТКР проводятся в составе ТКР, т.е. привод компрессора осуществляется при помощи турбинной ступени. Характеристики компрессорной ступени снимаются при работе турбины на «горячем газе» при температурах, равных среднему значению температур отработавших газов перед турбиной при работе двигателя по внешней скоростной характеристики, что приблизительно для дизеля составляет 600^700оС. Это позволяет имитировать температурный режим ТКР при работе в составе двигателя и тем самым учитывать снижение адиабатического КПД компрессора, определяемого температурным способом, вследствие теплопередачи со стороны турбины.
Адиабатический КПД компрессора ркад* определяется по формуле
f k-1 4
Р* к
1 к2 _____1
к1 р* 1
-'к!
7кад =
Т -Т
к2
к1
*
*
1100
Механика и машиностроение
где Tk1* - заторможенная температура перед компрессором;
Pk1* - полное давление перед компрессором;
Tk2* - заторможенная температура за компрессором;
Pk2* - полное давление за компрессором.
Условия проведения испытаний турбины схожи с условиями при испытании компрессора.
Для снятия характеристик турбины используется метод баланса мощностей, т.е. при использовании в качестве тормоза компрессорной ступени.
В качестве рабочего тела также используется газ с температурой перед турбиной, равной среднему значению температуры газов перед турбиной ТКР при работе двигателя по внешней скоростной характеристики, что приблизительно для дизеля составляет 600-700оС.
Недостатком этого метода испытаний турбин, по сравнению с мощностным методом, при котором применяется гидротормоз, является то, что он не дает возможности оценить газодинамическое совершенство турбинной ступени ТКР только как лопаточной машины, т.е. не позволяет определить внутренний КПД ступени.
Эффективный КПД турбины ^te определяется по
формуле
k „ ^
k-1
R-C- T
ki j
Gr-гЧ R T* kr -1
1-
1
kr -1
7Г{ KY
*
*
te
где Tt1* - заторможенная температура перед турбиной;
*
П.
- степень понижения давления газа в турбине по заторможенным параметрам;
Gr - расход газа через турбину;
к - показатель адиабаты для воздуха;
кг - показатель адиабаты для газа;
R - универсальная газовая постоянная для воздуха;
Rr - универсальная газовая постоянная для газа.
Наиболее перспективным направлением в развитии стендов для испытаний ТКР на сегодняшний день, является автоматизация, при которой все системы и агрегаты управляются ПК. Автоматизация стенда позволяет не только повысить точность и качество проводимых испытаний, снизить погрешности измерений но, что не маловажно, сократить время, которое затрачивается на них, что особенно важно «в производстве».
Для управления стендом была написана программа, которая позволяет: производить измерение текущих параметров с периодом 0,03 с; задавать требуемые значения давления наддува Рк2, температуры газа перед турбиной Ttl, частоты вращения вала ротора ТКР n и управлять ими; сохранять в базе данных информацию по испытуемому ТКР и программу испытаний; сохранять в базе данных и в файле формата Excel результаты испытаний; производить калибровку и настраивать размерности измеряемых параметров; изменять вид и положение измеряемых параметров на экране; управлять аварийным остановом стенда; получать аналоговый сигнал в зависимости от любого расчетного параметра.
Система сбора данных и управления работой стенда представлена на рис. 3
Рис. 3. Схема автоматизации безмоторного стенда для испытаний ТКР
Система состоит из следующих элементов: 1) ПК с программой управления; 2) аналого-цифровых преобразователей (АЦП) соединенных в сеть RS485 и предназначенных для измерения сигналов датчиков, аналоговых выходов с приборов, а также для управления процессами, происходящими при испы-
таниях ТКР. Связь с управляющим компьютером осуществляется при помощи преобразователя интерфейса RS485-RS232; 3) датчиков температуры, давлений и частоты вращения, сигналы с которых измеряются АЦП; 4) цифро-аналоговых преобразо-
1101
Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011
вателей (ЦАП) и исполнительных механизмов для управления процессом испытаний.
С целью проведения научно-исследовательских испытаний предусмотрен сбор дополнительной информации от первичных измерительных преобразователей температуры и давления (резервные входы). Программа проведения опытов, сбора и обработки данных в этом случае претерпевает соответствующие изменения.
По результатам испытаний компрессора и турбины строятся характеристики: для компрессора в координатах GBup = /'С'к^/кад^пр ^ ДЛЯ турбины наибольшее распространение получили зави-
GrjK
n
симости
P
И 7te ОТ ЯX при ----- = const,
где ПВпр - приведенный расход воздуха;
ппр - приведенная частота вращения ротора ТКР.
Надежность ТКР, прежде всего, определяется надежностью работы узла подшипников, который должен обеспечивать работоспособность ТКР при частотах вращения ротора до 120000-130000 мин-1. Если учесть, что в ТКР применяются «гибкие» роторы, у которых две первые «критические» скорости вращения находятся в рабочем диапазоне частот вращения, а нагрузка на подшипники определяется в основном центробежными силами от неуравновешенных масс, то в этих условиях устойчивое вращение ротора могут обеспечить только специальные подшипники скольжения плавающего типа. На сегодняшний день в мировой практике наибольшее применение нашли подшипники с плавающими вращающимися втулками.
Основным достоинством данных подшипников является высокий механический КПД. Механический КПД современных ТКР составляет порядка 0,90-0,96.
К механическим потерям в ТКР относят: трение диска о газ, вентиляционные потери, утечки, перетекания, потери в подшипниковых узлах. Основная часть потерь приходится на подшипниковый узел.
Современное состояние программного обеспечения, производительности и доступности вычислительной техники позволило сделать эволюционный скачок в расчетах подшипников скольжения. Но, несмотря на это, экспериментальные исследования остаются определяющими при разработке новой и особенно доводке уже имеющейся конструкции.
С целью определения влияния величины зазора между вращающимися втулками и корпусом подшипников (имеющим маслораздаточный элемент в виде кольцевой проточки) на механический КПД ТКР были проведены экспериментальные исследования турбокомпрессора ТКР7.
Для этого было изготовлено четыре варианта подшипниковых узлов с различными зазорами между корпусом подшипников и вращающимися втулками А:
- вариант 1 - 0,06 мм;
- вариант 2 - 0,08 мм;
- вариант 3 - 0,10 мм;
- вариант 4 - 0,11 мм.
На рис. 4 представлена схема экспериментального подшипника турбокомпрессора ТКР7.
Рис. 4. Схема экспериментального подшипника ТКР7
*
Известно, что эффективный КПД турбины 'ho, полученный методом баланса мощностей равен
ж
7te = Vi • Vu >
где '?ti - внутренний КПД турбины;
]1М - механический КПД ТКР.
Таким образом, для оценки механических потерь ТКР определялись КПД турбины.
Испытания турбины проводились на безмоторном стенде разомкнутого типа (рис. 2), оборудованном системой автоматизированного измерения (рис.
3). В процессе испытаний температура перед турбиной поддерживалась равной 600°С, давление масла составляло 5±0,1 кг/см2. Температура масла на входе в подшипниковый узел ТКР составляла 80°С.
В процессе испытаний регистрировались величины расхода масла и вибраций ТКР.
В табл. 1 представлены полученные в результате испытаний максимальные значения КПД турбины для четырех опытных вариантов подшипниковых узлов.
Таблица 1 .Максимальные значения КПД турбины
Варианты подшипниковых узлов 1 2 3 4
nte 0,66 0,66 0,67 0,66
На рис. 5 представлены определенные во время испытаний расход масла и уровень вибраций испытуемого ТКР7, оборудованного поочередно четырьмя опытными вариантами подшипниковых узлов, при номинальной частоте вращения вала ротора 95000 мин-1.
Из полученных результатов следует, что с увеличением зазора между корпусом подшипников с маслораздаточным элементом в виде кольцевой проточки и вращающимися втулками эффективный КПД турбины практически не изменяется. Таким образом, изменение зазора в конкретном случае не
1102
Механика и машиностроение
влияет на механический КПД подшипникового узла
ТКР.
вращения вала ротора 95000 мин"1:1 - расход масла;2 - уровень вибраций
Исходя из результатов, анализом было установлено, что при увеличении зазора между корпусом подшипников и вращающимися втулками, вследствие снижения сопротивления происходит увеличение расхода масла. Это приводит к созданию стабильного масляного клина в паре трения и снабжению достаточным количеством масла для смазки и охлаждения подшипникового узла ТКР.
С увеличением зазора наблюдается снижение вибрации ТКР. Известно, что при вращении втулки
в каждом зазоре возникает гидродинамическая несущая сила. Демпфирующая сила в зазорах складывается из двух сил - вязкостной, являющейся функцией скорости изменения зазора и вязкости масла, и гидродинамической, определяемой угловой скоростью [2]. При увеличении наружного зазора угловая скорость втулки возрастает, и происходит перераспределение несущей и вязкостной сил в зазоре. Очевидно, что роль несущей силы в общем балансе демпфирования довольно существенная.
По результатам приведенных испытаний были определены оптимальные значения наружного зазора для данного ТКР - варианты 3 и 4.
Авторами [2] было установлено, что увеличение давления масла на входе в подшипниковый узел, при неизменном наружном зазоре, приводит к снижению устойчивости вращения ротора. Таким образом, дальнейшие исследования данного подшипникового узла должны заключаться в определении расхода масла и вибрации ТКР при изменении давления масла на входе в подшипниковый узел ТКР.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Никишин В.Н. Формирование и обеспечение качества ав-
томобильного дизеля. Часть II / В.Н.Никишин д.т.н.; ГОУ ВПО «Камская госуд. инж.-экон. акад. ». - Набережные Челны: Изд-во Камской госуд. инж.-экон. акад., 2008. -175 с. Библиогр. с. 149-173. (Монографические исследования: техника)
2. Савельев Г.М., Лямцев Б. Ф., Аболтин Э.В. Опыт доводки и
производства турбокомпрессоров автомобильных дизелей: Учебное пособие для институтов повышения квалификации. Москва, 1985, с. 94 с ил.
3. Турбонаддув высокооборотных дизелей. М., «Машиностроение», 1976. 288с. Авт. А.Э. Симсон, В.Н. Каминский, Ю.Б. Моргулис, Г.М. Поветкин, А.Б. Азбель, В.А. Кочетов.
SUPERCHARGE INTERNAL COMBUSTION ENGINE
© 2011 V.A. Lushcheko, V.N. Nikishin
Naberezhnye Chelny city, "Kama State Engineering Academy of Economic Studies
1103
