книги из ГПНТБ / Неустановившиеся режимы поршневых и газотурбинных двигателей автотракторного типа
..pdfТепло, поступающее на нагрев лопатки за один оборот колеса турбины, определяется по формуле
|
Qn = |
Gjfi (Гтах ■ Т тп), |
(46) |
где бл — масса |
лопатки |
в кг; с — теплоемкость материала |
ло |
патки в Дж/К; |
Ттах и T mia — температура лопатки в конце и |
на |
чале нагрева в К.
Для решения равенства (46) воспользуемся преобразованным уравнением теплообмена между горячими газами и поверхностью
рабочей |
лопатки |
|
|
|
|
|
|
Qn — |
30QQтДл (Тг |
T’min)- |
(47) |
где |
а г — коэффициент теплоотдачи от газа к лопатке в Вт/(м2 К); |
||||
тг — время непосредственного соприкосновения лопатки |
с газом |
||||
за |
один |
оборот ротора |
турбины в с; |
/л — поверхность |
нагрева |
рабочей лопатки в м2; Тт— температура газа перед лопаткой в К. После совместного решения уравнений (46) и (47) определим
Т |
— Т |
“ г 3600 Тг/л (Гг |
(48) |
1 |
шах — 1 min |
0лс |
|
|
|
|
Вуравнении (48) числитель представляет собой тепло, воспри нимаемое поверхностью лопатки за время непосредственного со прикосновения ее с горячими газами в течение одного оборота ротора турбины.
Впроцессе охлаждения предполагаем, что воздух отводит
только то тепло, которое заключено в самой рабочей лопатке:
Qn — а в З б о о ^ в /л (^тах Тв). |
(49) |
По аналогии с предыдущим
‘3600 Тв/л (7 п |
Тв) |
m in
где Qn — тепло, уносимое от рабочей лопатки охлаждающим воз духом за один оборот колеса турбины; а в — коэффициент тепло отдачи от лопатки к охлаждающему воздуху в Вт/(м2 К); тв — время непосредственного соприкосновения лопатки с охлаждаю щим воздухом за один оборот ротора турбины в с; Тв — темпера тура охлаждающего воздуха в К.
Теплообмен рабочей лопатки определяется соотношением ве личин Qn и Qn. Разделим (47) на (49):
1 Г _ «г ТГ Т г — Tmln |
/cm |
|
к ~ |
-57 ЧГ тГ " - т . ’ |
(5°) |
где к — безразмерный |
коэффициент, характеризующий |
тепло |
обмен рабочей лопатки. |
|
|
190
Вместо Ттах и Ттп подставим среднее значение
гг __ Тmax + |
Тmin |
1 л — |
2 |
Кроме того, выразим тг и тв через срг и срв, где срг и фв — углы поворота ротора турбины, за время прохождения которых про исходит непосредственное соприкосновение лопатки с горячим газом или охлаждающим воздухом:
т — чк,- |
|
т — |
д>в |
|
|
г — 6я ’ |
|
в — |
6П ' |
|
|
Здесь п — частота вращения вала турбины в об/мин. |
|
||||
С учетом этих отношений уравнение (50) принимает вид |
|
||||
__ |
ф г |
7 г |
Тд |
(51) |
|
а в |
Фв |
Тл |
Тв |
||
|
|||||
Введем обозначения: |
|
|
|
|
|
ка = а г/ав; |
|
(52) |
|||
= фг/фв; |
|
(53) |
|||
|
Тг- Т л |
|
|
К АТ |
тл- т в’ |
|
тогда
к = Ка /СфКд г .
На величину ка оказывают влияние коэффициенты теплоот дачи от горячего газа к лопатке (аг) и от лопатки к охлаждающему воздуху (ав).
Известно, что коэффициент теплоотдачи
a — Ca j - Re,
|
|
|
и Л |
|
|
|
где |
Са = 0 ,8 -г-1,0— постоянный |
коэффициент; К — коэффи |
||||
циент |
теплопроводности |
материала |
лопатки |
в Вт/(м К); Ьл — |
||
хорда |
рабочей лопатки |
в мм; |
Re — число |
Рейнольдса |
потока |
|
перед |
рабочей лопаткой. |
|
|
|
|
|
Числа Re соответственно для газа и воздуха: |
|
|||||
|
П „ |
ClrA n P ir . |
D p |
_ _ £ i b &jiP ib |
|
|
|
Г |
И г ’ |
в |
Ив |
’ |
|
где с1г и с1в — абсолютные скорости |
газа и воздуха при входе |
|||||
на рабочую лопатку в м/с; р1г и р1в — плотности газа и |
воздуха |
|||||
при входе на рабочую лопатку в кг/м3; рг и |
рв — динамические |
вязкости газа и воздуха при входе на рабочую лопатку в П.
191
Значения а г и а в подставим в (52) и получим
ка --= Rer/ReB. |
(54) |
Значения Rer и ReB подставим в (54):
ft С1Г . Рг . Рв а С1 В Рв Рг
В этом равенстве заменим отношение плотностей отношением аб солютных температург
/Са = |
— ’ |
Т„ |
Рв |
|
С л р |
|
|
“ |
с1в |
Тг Рг |
Обозначая
к, =
С л р |
Та . |
Рв |
С1В |
Тг ’ к» |
Рг |
окончательно получим основное безразмерное уравнение, харак теризующее теплообмен рабочей лопатки двухкомпонентного ГТД осевого типа:
к = ксктк ^ к ь т. |
(55) |
По величине к можно судить о тепловом режиме работы ло паточного аппарата турбины: если к = 1, то режим установив шийся; при к > 1 или к <С 1 соответственно возникнут режимы перегрева или переохлаждения. Очевидно, не всякий установив шийся тепловой режим обеспечивает достаточную надежность ра боты лопаток, однако бесспорно, что при любых значениях без размерных коэффициентов, входящих в равенство (55), можно обес печить надежное охлаждение колеса турбины, подобрав соответ ствующую степень парциальности т.
Определим зависимость величины т от безразмерных коэффи циентов /с(-, входящих в формулу (55).
В первом приближении т — срв/360, или
__ |
360 фг J |
фг |
|
360 |
360 • |
Учитывая отношение (53), |
напишем |
|
|
т =' |
(56) |
После подстановки значения /сф из (56) и (55) найдем зависимость величины т от безразмерных коэффициентов:
т — |
КсКТК\1КАТ |
(57) |
||
к + |
KcKtKixKat |
|||
|
|
|||
Для установившегося теплового режима |
|
|||
m ■ |
КсКТК^ КАТ |
|
||
1 + |
кск т• К . Л ь |
|
||
|
|
192
Как показали результаты исследований, величина т, оцени ваемая равенством (57), в самых неблагоприятных условиях, когда tr = 1400° С и /в = 300° С, не превышает 0,5.
Такой результат свидетельствует о пользе применения высоко температурного двухкомпонентного процесса при парциальном подводе.
Для контроля и сравнительной оценки величина т может быть также найдена при совместном решении двух уравнений, учиты вающих, с одной стороны, теплообмен, с другой — неразрывность потока.
По условиям теплообмена
|
GВ |
«г/лг (1 — т ) (Тг — Тл) |
(58) |
|
срв (Тл 7’в) |
||
|
|
|
|
По условиям неразрывности |
|
||
|
GB= шД)с&сс1ак:лр1в3600. |
(59) |
|
Решая (58) и (59) совместно, находим |
|
||
m |
_ _________а г/лг (Д Тл)_________ |
|
|
1 — ш |
|
СрЪ(Тл — 7’в) яО с6сс1аклр1в3600 |
|
где а г —t общий коэффициент теплоотдачи лопатки, учитывающий теплообмен соприкосновением и излучением, в Вт/(м2 -К); z — об
щее число |
рабочих лопаток; срв — теплоемкость |
воздуха в |
Дж/(кг-К); |
Ь с — средний диаметр колеса турбины |
в м; Ьс — |
высота рабочей лопатки в м; с1а — аксиальная составляющая абсо лютной скорости газа на входе в м/с; кл — коэффициент загро мождения лопаток; р1в — плотность воздуха в кг/м3.
Экспериментальные данные по теплообмену рабочих лопаток.
Экспериментальная проверка теплообмена рабочих лопаток была выполнена на одноступенчатой турбине ТК-19Э, приспособленной для парциального подвода горячего газа и охлаждающего воздуха. Газ подогревался в стандартной камере сгорания турбореактивного авиадвигателя, позволявшей при помощи увеличения секундной производительности топливного насоса повышать температуру потока до 1500 К.
Длина дуги подвода охлаждающего воздуха к сопловому аппа рату турбины изменялась путем, установки в ее ресивере жаростой ких поперечных перегородок, обеспечивающих ступенчатое регу лирование степени парциальное™. Последняя равна отношению длины дуги, по которой подводится охлаждающий воздух, ко всей длине окружности, проходящей через середины высот рабочих лопаток. В этом случае значения m приняты равными 0; 0,109; 0,239 и 0,5.
При одинаковых условиях работы температура лопатки с умень шением степени парциальности, с ростом температуры газа и убы ванием абсолютного расхода охлаждающего воздуха возрастает
(рис. 118).
13 Ждановский Н . С. |
193 |
Для степени парциальное™ т = 0,5, близкой к условиям реальной эксплуатации, и при расходе воздуха GB = 0,05 кг/с, что в зависимости от мощности ГТД и термодинамических параметров рабочего цикла составляет приблизительно 2—5% от общего рас хода газа, температура лопаток по сравнению с начальной темпе ратурой газа (1323 К) снижается приблизительно на 570 К- При дальнейшем повышении начальной температуры газа и сохранении постоянными т и GBперепад температур газа и лопаток еще больше
а )Т л ,К |
|
|
|
|
|
возрастает. |
|
Если |
приме |
|||
|
|
|
|
|
нить систему |
регулирова |
||||||
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
ния |
степени |
парциально- |
||||
|
|
|
|
|
|
сти |
и секундного расхода |
|||||
|
|
|
|
|
|
хладагента, |
|
увеличивая |
||||
|
|
|
|
|
|
при повышении Тг абсо |
||||||
|
|
|
|
|
|
лютное значение |
величин |
|||||
|
|
|
|
|
|
m и GB, можно достигнуть |
||||||
|
|
|
|
|
|
надежной работы лопаточ |
||||||
|
|
|
|
|
|
ного аппарата эксперимен |
||||||
|
|
|
|
|
|
тальной турбины при на |
||||||
|
|
|
|
|
|
чальных температурах |
га |
|||||
|
|
|
|
|
|
за до 1500 К. Нужно |
||||||
|
|
|
|
|
|
учесть, что |
во время про |
|||||
|
|
|
|
|
|
ведения экспериментов для |
||||||
Рис. 118. Зависимость температуры рабочей |
парциального охлаждения |
|||||||||||
лопаток подавался воздух, |
||||||||||||
лопатки турбины ТК-19Э от секундного рас |
||||||||||||
хода воздуха при различной температуре |
температура |
|
которого |
не |
||||||||
газа: |
а — ш — 0,239; |
б — m — 0,5; |
превышала |
300 К; |
в дей |
|||||||
/ — Тг = |
1 1 2 3 |
К : |
2 — Тт = |
1 2 2 3 |
К ; з — тг = |
ствительных условиях экс |
||||||
= |
1 3 2 3 |
к ; |
4 — Гг = 1 4 2 3 |
К |
плуатации |
|
температура |
|||||
оудет оолее высокой, |
|
|
воздуха после компрессора |
|||||||||
однако и в этом случае, увеличивая соответ |
ственно m и GB, можно сохранить Тл в допустимых нормах. Начальная температура газа также влияет на величину темпе
ратурного градиента. При постоянном расходе и температуре охла ждающего воздуха с ростом Тг возрастает температурный градиент.
Так, при m = |
0,5 для GB= 0,08 кг/с и Тг = 1323 К имеем Тг — |
— Тл = 600 К, |
при том же расходе воздуха, но для Тг = 1123 К |
температурный градиент снижается до 525 К. Возрастание темпе ратурного градиента с увеличением Тг объясняется ростом коэф фициента теплоотдачи лопаток и диска турбины. Если не ставить перед собой задачу экономии охлаждающего воздуха, то, согласно полученным данным, в случае Тт= 1123 К уже при GB= 0,13 кг/с можно понизить Тл по сравнению с Гг = 1323 К на 650° С, что является важным положительным свойством системы парциаль ного охлаждения турбин.
В заключение рассмотрим закон изменения оптимальной сте пени парциальности, обеспечивающей работу ТК-19Э на устано вившемся тепловом режиме. Условно будем считать, что величина
194
оптимальной степени парциальное™ топг при заданной темпера
туре Т г |
определяется |
точкой пересечения кривой Тл = / (Тг) |
и прямой |
Пт Тл = 873 К- На основании этого построены кривые |
|
/попт = f |
(Тт, GB) (рис. |
119). Надежная работа рабочих лопаток |
газовой турбины ТК-19Э в условиях высокотемпературного про цесса (Тг = 1400 К) обеспечивается оптимальной степенью пар циальное™, величина которой не превышает т опт = 0,4-н0,5.
Особенности рабочего процесса двухкомпонентного ГТД с пар циальным подводом. У таких двигателей внешняя механическая работа осуществляется не только высокотемпературным потоком
газа, но и воздухом во время его движения на рабочих лопатках. |
|||||
Величина адиабатного теплопе- |
|
||||
репада для газа больше, чем |
|
||||
для воздуха, |
благодаря |
этому |
|
||
в одной и той же турбине име |
|
||||
ется два типа сопловых лопа |
|
||||
ток. Входные кромки всех соп |
|
||||
ловых лопаток турбины ком |
|
||||
прессора одинаковы и направ |
|
||||
лены |
аксиально, |
выходные |
|
||
кромки этих лопаток для газа и |
|
||||
воздуха различны, что объяс |
|
||||
няется |
необходимостью |
соблю |
|
||
дения условия безударного вхо |
Рис. 119. Зависимость оптимальной |
||||
да потока на рабочие лопатки. |
степени парциальности от температуры |
||||
С этой |
целью |
сохраняется ра |
газа и расхода охлаждающего воздуха: |
||
венство углов р1г и Р1в входа на |
1 — а в = 0,037 кг/с; 2 — GB = 0,074 кг/с |
рабочие лопатки относительных скоростей газа (щ1г) и воздуха (и/1в). Для соблюдения равенства
Pir = |
Pie ПРИ и = const с переходом |
от газа к воздуху необхо |
|||
димо |
соответственно уменьшить угол |
ос1в (а1в < а |
1г). Величина |
||
• угла а 1в зависит от величины с1в и определяется по |
формуле |
||||
|
« 1 в |
= |
P i b — У в - |
|
|
Величина ув, в свою очередь, |
находится из соотношения |
||||
|
sin Ув = |
7 — sin р1в. |
|
||
|
|
|
С1В |
|
|
Как |
показали результаты анализа при а1г — 20°, |
величина а 1в, |
обеспечивающая безударный вход воздуха, снижается до а1в == 7°, что вызывает определенные затруднения при конструировании проточной части турбины. В целях создания работоспособного соплового аппарата воздушной стороны двухкомпонентной тур бины нужно принимать угол а 1г равным не 2 0 °, как обычно, а уве личивать его до 25—35°.
По аналогии с предыдущим выходные кромки рабочих лопаток турбины компрессора должны обеспечить безударный вход не только газового, но и воздушного потоков на лопатки соплового
13* |
195 |
аппарата тяговой (силовой) турбины. Чтобы этого достигнуть, необходимо для обоих потоков при и = const сохранить постоян ными углы выхода абсолютных скоростей газа и воздуха: а 2г = = а 2в. Практически это можно сделать за счет уменьшения угла |32в
выхода относительной скорости воздушного |
потока ((32в < |32г). |
В целях сохранения безударного входа |
потока скорости с1в |
(входной треугольник) и w2a (выходной треугольник) должны быть больше окружной скорости и колеса турбины. Выполнить это условие и восполнить дополнительные энергетические потери, об разующиеся на пути движения охлаждающего воздуха (компрес сор, трубопроводы, турбина), можно за счет установки после ком прессора вспомогательного малогабаритного регенератора, ис пользующего часть тепла отходящих газов для необходимого подо грева охлаждающего воздуха и соответствующего увеличения адиа батного теплоперепада в турбине. Более эффективной системой обогрева является такая, у которой покидающий турбину охлажда ющий воздух не смешивается с отработавшими газами, поступаю щими на обогрев основного и дополнительного теплообменников.
Характерным недостатком высокотемпературного двухком понентного ГТД с парциальным подводом является неравномерный нагрев лопаток соплового аппарата. Лопатки газовой стороны этих турбин нагреваются до 1000—1200° С, в то время как лопатки воздушной стороны нагреваются всего лишь до 300—400° С. Воз никает задача — организовать надежное экономичное искусствен ное охлаждение сопловых лопаток газовой стороны. Для охлажде ния этих лопаток взамен неэкономичного внутреннего воздуш ного охлаждения можно применить специальную термосифонную циркуляционную систему охлаждения с использованием жидкого металла — натрия или какого-нибудь другого термостойкого про дукта с высокой температурой кипения, например химических соединений фтора.
По мере нагрева жидкого теплоносителя на газовой стороне турбины он поднимается по внутренним каналам лопаток вверх, а затем, попав в сферу действия охлаждающего воздуха, меняет направление и движется вниз к исходной точке системы, но уже по воздушной стороне турбины. При этом возникает естественное термосифонное движение теплоносителя по кольцевой траектории; скорость циркуляции автоматически возрастает с увеличением температурного перепада между горячим газом и холодным возду хом. В случае необходимости можно применить принудительную циркуляцию теплоносителя.
Г л а в а X
ВЛИЯНИЕ НЕУСТАНОВИВШЕГОСЯ РЕЖИМА РАБОТЫ НА НАДЕЖНОСТЬ И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
36. Влияние неустановившегося режима работы на износостойкость карбюраторного двигателя
Долговечность является одной из основных составляющих надежности двигателя. Показателями долговечности служат ре сурс и срок службы. Наработка двигателя до предельного состоя ния представляет собой ресурс, а календарная продолжительность эксплуатации до момента возникновения предельного сосстояния— срок службы.
Ресурс, определяемый для тракторного двигателя в моточасах и для автомобильного двигателя в километрах пробега, при нор мальной эксплуатации в значительной степени зависит от износо стойкости двигателя. На износостойкость существенное влияние оказывает режим работы.
Рабочий процесс карбюраторного двигателя в неустановившихся режимах работы, как показали исследования Н. X. Дья ченко, Д. А. Рубца, П. М. Белова, В. И. Смирнова и других [4; 7; 16J, отличается от такового в установившихся режимах тем больше, чем больше быстрота изменения режима. Так при разгоне двигателя с увеличением углового ускорения коленчатого вала и возрастанием роли инерционных и других явлений наблюдается увеличение отклонений в наполнении цилиндров и составе смеси, в характере тепловыделения, теплопередачи и теплового режима поверхностей трения, увеличивается количество топлива в пленке и ее воздействие на смазку стенок цилиндра, возрастают динами ческие показатели цикла, менее благоприятным становится гидро динамический режим работы смазки и процесс очистки масла и др. Все это приводит к понижению мощностных показателей и топлив ной экономичности и вместе с тем к возрастанию скорости изнаши вания основных деталей и снижению показателей надежности.
На износ основных деталей двигателя существенное влияние оказывают такие динамические показатели цикла, как макси мальное давление и скорость нарастания давления. На рис. 120 показано их изменение (исследования В. И. Смирнова) при работе автомобильного карбюраторного двигателя М-21 в установившихся режимах и при разгоне с наиболее вероятным временем открытия дроссельной заслонки (£др = 1,8 с). В опытах положение органов управления тормозной установки оставалось неизменным.
197
Вусловиях разгона динамические показатели цикла выше, чем
всоответственных (по открытию дроссельной заслонки и числу оборотов двигателя) установившихся режимах. Так, наибольшее относительное превышение максимального давления цикла соста вило 20%, а скорости нарастания давления 25%.
Изменение максимальных относительных отклонений динами
ческих показателей цикла в зависимости от |
продолжительности |
|||
|
открытия |
дроссельной |
за- |
|
В,град |
бр,рад/с3 слонки при разгоне двигателя |
|||
|
М-21 показано |
на рис. |
121. |
|
|
Существенное |
превышение |
||
|
относительных |
показателей |
при разгоне наблюдается не только при малой продолжи-
О / |
|
/о |
70 |
> |
^ \ ^ р т а »
'800 Г200 W00 2000 2000 2800
п, об/мин
Рис. 120. Зависимость скорости нарас тания давления (Др/Дср), максималь ного давления цикла (р2), открытия дроссельной заслонки (D) и максималь ного углового ускорения коленчатого вала (ер) от частоты вращения п кар
бюраторного двигателя М-21:
------- — р а з г о н ; |
---------------установившиеся |
|
режимы |
00
Г^ .
^<^pj&(p)ma»
30
$р2 та»
_______ 1_______
6 tap,c
Рис. 121. Зависимость наибольшего от носительного превышения максималь ного давления цикла (6ргтах) и скоро
сти нарастания давления (6(Др/Дф) тах) при разгоне двигателя М-21 от про должительности открытия дросселной заслонки
тельности открытия дроссельной заслонки (около 2 с), но и при медленном открытии (6—7 с), однако в первом случае расхождение показателей больше вследствие более высоких ускорений колен чатого вала ер. Так, с увеличением /др с 1,8 до 7 с относительное превышение скорости нарастания давления уменьшается с 25 до 13%, а максимального давления — с 20 до 16%.
Рассмотренное изменение показателей динамичности цикла дви гателя М-21 относится к режимам разгона при различной продол жительности открытия дроссельной заслонки.
Исследования разгона двигателя М-21 с 1000 об/мин при не скольких постоянных положениях дроссельной заслонки, но при изменении нагрузки на тормозе [3 ] тоже показали существенное отклонение показателей цикла от их значений в соответственных
198
установившихся режимах (по открытию дроссельной заслонки и числу оборотов двигателя). Так, скорость нарастания давления при разгоне была значительно выше. При открытии дроссельной заслонки, соответствующем нагрузке 60%, максимальное превы шение скорости нарастания давления при разгоне составило около 42%, а при открытии, соответствующем 70% нагрузки, — 55%. Эти отклонения наблюдались в зоне частот вращения двигателя
1800—2200 об/мин.
В работе [23] приведены результаты исследований влияния неустановившихся режимов работы на износ двигателя ЗИЛ-130, полученные на установке с программным регулированием режима. Установка обеспечивала поддержание постоянной угловой ско рости вала при переменной нагрузке и постоянной эквивалентной нагрузки при изменяющейся скорости. Эквивалентные скорость вала и нагрузка определялись как средние планиметрические за
соответствующий |
цикл. |
|
|
В качестве характеристик износа деталей использовано изме |
|||
нение за |
105 оборотов коленчатого вала содержания |
металлов |
|
в пробах |
масла, |
определяемого спектрографическим |
методом. |
Оценка износа поршней производилась по изменению содержания А1, верхних компрессионных колец — Сг, гильз цилиндров, масло съемных колец и других — Fe. Для оценки износа шатунных подшипников использованы вставки из серебра, а коренных — из индия.
Изменение скоростного режима характеризовалось отклоне нием частоты вращения от соответствующего эквивалентного
числа оборотов пэ на величину ± 2 0 0 об/мин (например, |
при пэ = |
= 2400 об/мин неустановившийся режим рассматривался в интер |
|
вале п = 2200н-2600 об/мин) при различных вариантах |
угловых |
ускорений (от ер = 0 до ер = 2 0 1/с2).
Как показали опыты, на неустановившихся скоростных режи мах работы интенсивность износа верхних компрессионных колец в 2,6—3,4 раза, а поршней в 1,2—2,5 раза выше, чем при эквива лентных постоянных числах оборотов. Минимальный износ на установившихся режимах, а также при ускорениях коленчатого вала до 5 1/с2 наблюдается в диапазоне 1000—1400 об/мин. Для ускорений 15—20 1/с2 минимальный износ получен при 1400— 1800 об/мин. Примерно в этой же зоне получен и минимальный износ гильз цилиндров и маслосъемных колец.
На рис. 122 показано изменение износа 1 шатунного и корен ного подшипников за 105 оборотов коленчатого вала в зависимости от скоростного режима при различных ускорениях коленчатого вала ер.
По данным рис. 122 построено относительное (по сравнению с интенсивностью износа в условиях установившегося режима)
изменение интенсивности износа |
6Ш шатунного подшипника |
|
(рис. 123) |
в зависимости от ер. В |
пределах эквивалентных ско |
ростных |
режимов 1200—2400 об/мин величина 6Шприближенно |
199