12. Система газотурбинного наддува
12.1 Основные сведения о системе газотурбинного наддува
Одним из перспективных способов форсирования ДВС является применение наддува. Увеличение количества воздуха, поданного в цилиндры двигателя, то есть их массового наполнения, даёт возможность подавать большее количество топлива, тем самым, повышая эффективную мощность двигателя. Практически это осуществляется посредством повышения плотности воздушного заряда поступающего в цилиндры, то есть посредством наддува
Наибольшее распространение получили системы газотурбинного наддува или т.н. комбинированные двигатели со свободным турбокомпрессором (с газовой связью). В качестве нагнетателей как правило, применяют центробежные компрессоры. Их привода используются центростремительные, реже осевые турбины. Основными достоинствами системы газотурбинного наддува являются:
1. Отсутствие потерь эффективной мощности на привод компрессора.
2. Использование энергии отработавших газов.
Однако у неё есть ряд недостатков, основными из которых являются два.
1. На долевых нагрузках ввиду малой энергии отработавших газов мощность турбины резко падает, из-за чего снижается давление наддува. В некоторых случаях оно становится меньше давления газов в выпускном коллекторе, что приводит к ухудшению качества продувки и газообмена в целом. В ДВС с механической связью недостаток мощности турбины компенсируется мощностью, отбираемой от поршневого двигателя.
2. Более низкие пусковые качества и приемистость. Это вызвано тем, что в периоды пуска и приема нагрузки двигателя вал турбокомпрессора из-за инерции раскручивается медленно, а значит, медленно повышается и давление.
Устранение данного недостатка, связанного с пониженной приёмистостью, предлагается выполнить путём установки двух турбокомпрессоров с роторами меньшей массы и габаритов, а, следовательно, обладающих меньшим моментом инерции, обслуживающих каждый из рядов отдельно, взамен одного общего обслуживающего все цилиндры. При этом время разгона ротора турбокомпрессора значительно сокращается.
Турбокомпрессора устанавливаются на торцах блоков цилиндров с помощью кронштейнов. Нагнетаемый компрессорами воздух направляется в общий охладитель наддувочного воздуха (ОНВ) типа «вода – воздух». Хладагентом служит вода системы охлаждения. После ОНВ воздух направляется в цилиндры двигателя. Охлаждение наддувочного воздуха снижает теплонапряжённость деталей двигателя, увеличивает массовое наполнение цилиндра свежим зарядом, а следовательно улучшает процесс сгорания.
Частота вращения турбокомпрессора комбинированного двигателя находится в пределах от 10000 до 130000 мин-1 (это значит, что лопатки турбины на периферии имеют линейную скорость близкую к скорости звука).
Основным элементом турбокомпрессора является ротор, состоящий из рабочих колес турбины и компрессора, объединенных жесткой осью.
После воздушного фильтра воздух попадает во входное устройство, выполненное в виде сужающегося канала и служащее для предотвращения срыва воздушного потока на входе в рабочее колесо. Вращающийся направляющий аппарат (ВНА), представляющий собой отогнутую переднюю часть лопаток рабочего колеса. ВНА служит для изменения направления воздушного потока на входе в рабочее колесо и уменьшения таким образом аэродинамических потерь.
В рабочем колесе воздуху сообщается кинетическая и потенциальная (в виде давления) энергия. При его вращении под действием центробежных сил воздух по каналам, образованным лопатками, перемещается к периферии колеса. Каналы спрофилированы т.о. что абсолютная скорость потока возрастает, а относительная остаётся практически неизменной.
Кинетическая энергия на выходе колеса составляет обычно около половины общей энергии потока, поэтому для превращения ее в энергию давления за рабочим колесом устанавливают безлопаточный диффузор, представляющий собой кольцевую щель увеличивающегося сечения. При движении воздуха в нём вследствие непрерывного увеличения площади проходного сечения скорость потока падает, а давление возрастает.
За безлопаточным щелевым диффузором возможна установка лопаточного диффузора, который представляет собой набор неподвижных лопаток в которых происходит дальнейшее торможение потока и его подкручивание с целью сокращения пути в воздухозборной улитке и уменьшения тем самым аэродинамических потерь на трение
Отработавшие газы из выпускного коллектора двигателя попадают в газосборную улитку турбины. Проходя по постепенно сужающемуся внутреннему каналу, они ускоряются. После газосборной улитки отработавшие газы попадают в сопловой аппарат, где скорость их также увеличивается, кроме того, происходит их подкручивание в направлении вращения рабочего колеса.В рабочем колесе турбины кинетическая энергия газового потока преобразуется в механическую работу на валу турбины.
12.2 Расчет энергетического баланса поршневой части компрессора и турбины агрегата наддува
Производится расчет турбокомпрессора обслуживающего блок объединяющий 4 цилиндра, 4-х тактного 8 цилиндрового дизельного двигателя. Эффективная мощность Nе=254 кВт, частота вращения коленчатого вала n = 2000 об/мин, ход поршня S = 125 мм, диаметр цилиндра D = 115 мм.
Исходные данные для расчёта турбокомпрессора принимаются:
– удельный эффективный расход топлива ge=203 г/(кВт×ч);
– эффективный КПД hе=0,42
– давление наддува pk=0,2 МПа;
– температура отработавших газов Тr=810 К;
– температура окружающего воздуха Т0=293 К;
– давление окружающего воздуха p0=0,101МПа;
– низшая теплота сгорания QH=42,44 МДж/кг;
– коэффициент избытка воздуха a=1,6;
– количество воздушной смеси М1=0,948 кмоль/кг;
Определяем требуемый расход воздуха через компрессор
gе×Nе×M1×mв
Gв= ¾¾¾¾¾¾ , кг/с (12.1)
3600×k
где Ne – эффективная мощность двигателя, кВт;
mв - относительная молекулярная масса воздуха, кг/кмоль.
М1 – количество воздушного заряда, кмоль/кг;
gе – удельный эффективный расход топлива, г/кг×К;
k – число турбокомпрессоров на двигателе.
Принимаем: mв=28,97 кг/кмоль, k=2
0,203×254×0,948×28,97
Gв= ¾¾¾¾¾¾¾¾ = 0,196 кг/с
3600×2
Работа адиабатного сжатия в компрессоре
k
lад.к.= ¾¾ ×Rв×To×(p(k-1)/k-1), Дж/кг (12.2)
k-1
где p - степень повышения давления;
k - показатель адиабаты для воздуха;
Rв - газовая постоянная воздуха, Дж/(кг×К);
To - температура окружающей среды, К.
p=Pк/Po (12.3)
где Po - давление окружающей среды.
Принимаем Po =0,101 МПа.
p=0,2/0,101=1,98
Принимаем k=1,4; Rв=287 Дж/(кг×К); Тo=293 К.
1,4
lад.к.= ¾¾ ×287×293×(1,98(1,4-1)/1,4-1)=63441 Дж/кг
1,4-1
Действительная удельная работа сжатия воздуха в компрессоре
lад.к.
lд.к.= ¾¾¾ , Дж/кг (12.4)
hад.к.
где hад.к. – адиабатный КПД компрессора.
Принимаем hад.к.=0,70.
63441
lд.к.= ¾¾¾–– =90630 Дж/кг
0,7
Мощность необходимая на привод компрессора
Nк=Gв×lд.к. ×10-3, кВт (12.5)
Nк=0,196×90630×10-3=17,75 кВт
Мощность необходимая на турбины
Nк
Nт= ¾¾ , кВт (12.6)
hмех
где hмех – механический КПД турбокомпрессора.
Принимаем hмех=0,97.
17,75
Nт= ¾¾¾ =18,49 кВт
0,96
Расход отработавших газов через турбину
gе×Nе
Gт= ¾¾¾ ×(1+M1×mг), кг/с (12.7)
3600
где mг – относительная молекулярная масса отработавших газов, кг/кмоль.
Принимаем mг=28,97 кг/кмоль.
0,203×127
Gт= ¾¾¾¾¾ ×(1+0,948×28,97)=0,203 кг/с
3600
Удельная работа адиабатного расширения отработавших газов в турбине
lад.к. Gв
lад.т.= ¾¾ × ¾¾ , Дж/кг (12.8)
hад.т. Gт
где hад.т. – адиабатный КПД турбины.
Принимаем hад.т.=0,74.
90630 0,196
lад.т.= ¾¾¾ × ¾¾¾ =118200 Дж/кг
0,74 0,203
12.3 Газодинамический расчет и профилирование одноступенчатого центробежного компрессора
Основные параметры ступени и параметры на входе в компрессор
Полное давление на входе в компрессор в сечении А-А
Pа*=Po-DPвф, МПа (12.9)
где DPвф – потери давления в воздушном фильтре, МПа.
Принимаем DPвф=0,004 МПа.
Pа*=0,101-0,004=0,0097 МПа
Статическое давление на выходе из компрессора
Pk’=Pk+DPk, МПа (12.10)
где DPк – потери давления во впускном коллекторе, МПа.
Принимаем DPк=0,003 МПа.
Pk’=0,2+0,003=0,203 МПа
Ориентировочная окружная скорость, обеспечивающая требуемое повышение давления в компрессоре
U2ор=(Pk’+0,1)×103, м/с (12.11)