авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |   ...   | 7 |

«Министерство образования и науки Республики Казахстан Павлодарский государственный университет им. С. Торайгырова Ю. П. Макушев, Т. А. ...»

-- [ Страница 4 ] --

С об J об J м 480 000 (0,12 0,12) 3100 1 / с.

С1 1,1 1, J об J м 0,12 0, 9.3.3 Определение резонансной критической частоты вращения Период и число колебаний двухмассовой приведенной системы 2 3, T 0,002 с.

T с, (9.28) C1 60 С1 60 кол/мин, 29 600 кол/мин. (9.29) 2 2 3, Частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствую щая резонансному режиму, мин 1, nр (9.30) z где z – число цилиндров.

2 29 14 800 мин 1.

nр Если величина n p окажется в указанном диапазоне минималь ной и максимальной частоты вращения, то в процессе работы двига теля могут возникнуть резонансные колебания, вследствие чего в ко ленчатом валу появятся дополнительные напряжения, опасные в от ношении его прочности.

Резонансное число оборотов двигателя определяют исходя из основного уравнения резонанса K р C1, (9.31) где K – это порядок резонирующей моторной гармоники. Для четы рехтактных двигателей значение К = 0,5;

1;

1,5;

2;

2,5;

3 и т.д. Для двух тактных двигателей К = 1;

2;

3;

4 и т.д.;

np 3, р 1549 1/ c – средняя угловая скорость 30 вращения коленчатого вала двигателя при резонансном числе оборо тов n p коленчатого вала по отношению к K-й гармонике.

Для обеспечения равенства левой и правой частей уравнения (9.31) величина К должна быть равна 9,5.

Так как двигатель работает в диапазоне nmin 600 мин 1 до nmax (например, nmax 6000 мин 1 ), то для того, чтобы К-я гармо ника возбудила резонансное колебание, необходимо выполнение еще одного условия [8, 21]:

30 C nmin nmax. (9.32) K 30 C =303100/(3,149,5) = 3120 мин-1 лежит в диа Величина K пазоне частот вращения коленчатого вала двигателя (600 6000 мин-1).

9.3.4 Выработка рекомендаций, устраняющих крутильные колебания Если резонансное число оборотов находится в зоне частот рабо ты двигателя, то для устранения резонанса и уменьшения амплитуд вынужденных крутильных колебаний изменяют конструкцию криво шипно-шатунного механизма или применяют гасители крутильных колебаний.

На рисунке 9.3 показаны конструкции гасителей крутильных колебаний, установленные на свободном конце коленчатого вала.

Маховик 1 (рисунок 9.3, а) соединен с диском 3 упругим рези новым слоем 2. При возникновении крутильных колебаний маховик скручивает и раскручивает резиновый слой 2. Часть энергии возму щающих моментов поглощается внутренним трением резинового слоя. Данная система «расстраивает» возникшие крутильные колеба ния, уменьшает опасную амплитуду резонанса.

а) б) а – с резиновым упругим слоем;

б – жидкостного типа Рисунок 9.3 – Гасители крутильных колебаний На некоторых двигателях применяют гасители колебаний жид костного типа (рисунок 9.3, б). В закрытом корпусе гасителя, который жестко прикреплен к свободному концу коленчатого вала, расположен диск (маховик). Между поверхностями вращающегося диска и корпу сом демпфера имеются зазоры 0,22,5 мм, которые заполнены сили коновой жидкостью. Полиметилсилоксановая (силиконовая) жидкость имеет хорошую смазывающую способность, низкую температуру за стывания, малую зависимость вязкости от температуры.

При резонансных колебаниях скорость вращения корпуса и дис ка становятся различными. Диск, двигаясь относительно корпуса, соз дает силу жидкостного трения. Энергия крутильных колебаний сни жается, что уменьшает амплитуду колебаний и устраняет резонанс.

Согласно закону Ньютона сила внутреннего трения (Н), возни кающая между слоями силиконовой жидкости и диском, определится выражением Т S / х, (9.33) – коэффициент динамической вязкости, (Пас);

где S – площадь соприкасающихся слоёв, м2;

/ х – градиент скорости между диском и жидкостью, 1/с.

Подводя итог, отметим следующее. Крутильные колебания ко ленчатого вала были оценены с использованием дифференциального исчисления. Значение частоты вращения коленчатого вала, соответст вующей резонансному числу оборотов n p =14 800 мин-1, находится вне диапазона частот вращения двигателя. Из выражения (9.32) следу ет, что при частоте вращения коленчатого вала, равной 3120 мин- двигателя автомобиля типа ВАЗ и резонирующей моторной гармони ке, соответствующей 9,5, могут возникнуть резонансные колебания. В данном случае необходимо изменить конструкцию кривошипно шатунного механизма (размеры, жесткость, массы) или применить гаситель крутильных колебаний.

Контрольные вопросы 1. Причины возникновения крутильных колебаний коленчатых валов двигателей.

2. Что называют колебанием, периодом, частотой, амплитудой?

3. Свободные крутильные колебания вала с одной массой.

4. Вынужденные крутильные колебания вала с одной массой.

5. Последовательность расчета вала на крутильные колебания.

6. Как определяются моменты инерции маховика, колена вала, шатуна, поршня?

7. Что называют резонансом?

8. Устройство гасителей крутильных колебаний.

10 Методика построения дифференциальной и интегральной характеристик подачи топлива 10.1 Расчет цикловой подачи топлива и выбор эффективного проходного сечения распылителя Экономические и экологические показатели дизеля зависят от величины и характеристики подачи топлива, согласованного движе ния воздушного вихря в камере сгорания и струи распыленного топ лива. Для четырехтактного двигателя КамАЗ мощностью 220 кВт об щее количество топлива за впрыск или цикловая подача (мм3/цикл) определится выражением [30]:

qе N е1000 220 220 100 мм3, (10.1) Vц i nн т 60 8 1200 0,82 qе – удельный эффективный расход топлива, 220 г/(кВтч);

где Nе – эффективная номинальная мощность;

Т – плотность топлива 0,82 г/см3, или 820 кг/м3., 220 кВт;

i – число цилиндров 8;

nн – частота вращения вала насоса, 1200 мин-1.

Главным параметром распылителя является его эффективное проходное сечение F. Обычно коэффициент расхода равен 0,60,8 и представляет собой отношение действительного расхода то плива к теоретическому. Суммарная площадь сопловых отверстий F зависит от диаметра отверстий и их количества. Величина F для распылителей автотракторных дизелей лежит в пределах 0,150,4 мм2. Для конкретного двигателя величина F должна иметь строго определенное значение.

Для двигателей семейства КамАЗ мощностью от 154 до 265 кВт у топливной аппаратуры 33-02 значение F =0,1850,205 мм2;

для 33-10 – 0,2150,235 мм2;

337-20 – 0,260,28 мм2;

337-20.04 – 0,250,27 мм2.

На рисунке 10.1 приведена зависимость эффективного сечения распылителя F двигателя КамАЗ от подъема (хода) иглы Х [42].

Максимальный ход иглы у новых распылителей лежит в пределах 0,250,3 мм.

Из анализа рисунка 10.1 следует, что при подъеме иглы более 0,25 мм значение F остается неизменным. Из этого следует, что максимальный ход иглы не должен быть более 0,30 мм. С увеличени ем хода иглы возрастают ударные нагрузки на посадочный конус, что может привести к его разрушению. Дополнительно создаются условия для проникновения горячих газов из цилиндра двигателя в каналы распылителя и образования коксовых отложений.

Для приближенного определения эффективного проходного сечения распы лителя F автотракторных дизелей мож но применить номограмму, изображенную на рисунке 10.2. Для этого необходимо знать требуемую цикловую подачу qц и продолжительность впрыскивания топли ва в. Например, для qц 100 мм 3 и Рисунок 10.1 – Зависимость в 10 значение F будет находиться в проходного сечения распы- поле между прямыми 2 и 3 и соответство вать 0,21 мм2. Номограмма построена для лителя от хода иглы частоты вращения вала насоса 900 мин-1, максимального давления в полости форсунки 50 МПа, а среднего – 30 МПа.

Рисунок 10.2 – Номограмма для определения µF при различных значениях qц и В Значение F окончательно выбирается после моторных испы таний по анализу нагрузочных и скоростных характеристик дизеля.

Оптимальное значение F должно соответствовать минимальному расходу топлива и допустимой токсичности отработавших газов.

Для цикловой подачи 100 мм3 и F 0,25 мм 2 продолжитель ность топливоподачи, согласно рисунку 10.2, будет соответствовать 9 100. Максимальный ход иглы примем равным 0,25 мм.

10.2 Методика построения дифференциальной характеристики подачи топлива Для построения характеристик топливоподачи необходимо иметь осциллограммы (графики) изменения давления в канале фор сунки и хода иглы распылителя. Для этого обычно используют ре зультаты эксперимента или расчета топливной аппаратуры.

На рисунке 10.3 показано изменение давления топлива в фор сунке и хода иглы распылителя в зависимости от угла поворота вали ка насоса. При подъеме иглы объем в полости форсунки увеличивает ся и давление снижается. Динамическое давление начала открытия (подъема) иглы Рфод больше статического Рфос и зависит от массы иг лы, штанги, пружины, частоты вращения валика насоса n.

Из анализа осциллограммы изменения давления топлива в фор сунке виден пик снижения давления в начале подъема иглы. Умень шение давления происходит из-за увеличения объема в полости фор сунки в результате подъема иглы.

Для быстроходных автотракторных дизелей в интервале частот вала насоса от 0 до 1500 мин-1 с достаточной для практики точностью величина динамического давления начала подъема иглы Рфод может быть определена по формуле Рфод Рфос 15 n / 1500 МПа. (10.2) Статическое давление открытия иглы форсунки Рфос для авто тракторных дизелей с неразделенными камерами сгорания и объем ным смесеобразованием лежит в пределах 1830 МПа, зависит от усилия затяжки пружины и диаметра направляющей части иглы.

Давление начала посадки иглы на седло Рнп обычно меньше статического давления начала открытия иглы и определяется по фор муле Рнп (0,5 0,7) Рфос. (10.3) 1 – изменение давления топлива в канале форсунки;

2 – изменение хода иглы в процессе подачи топлива;

3 – отметка времени, равная 0,001 с Рисунок 10.3 – Осциллограмма процесса топливоподачи в распылителе форсунки Давление конца посадки Ркп меньше давления Рнп на 30 50 % и повышается с уменьшением диаметра иглы. Например, при уменьше нии диаметра направляющей части иглы с 6 до 4,5 мм давление по садки иглы на седло при работе двигателя Д-440 на номинальном ре жиме увеличилось с 8 до 16 МПа [30]. Для снижения образования кокса в каналах распылителя необходимо, чтобы давление топлива в полости распылителя в период посадки иглы на седло было больше давления газов в цилиндре дизеля.

Рассмотрим методику построения характеристик впрыскивания топлива в камеру сгорания дизеля. Выбираем шаг расчета, например, 10, разбивая ход иглы (в нашем примере 100) на 10 участков. Приме нение современных компьютеров позволяет шаг расчета уменьшить до 0,010, что обеспечит более точную форму характеристики впрыска.

В современных быстроходных дизелях с интенсивным процессом по дачи топлива в камеру сгорания продолжительность впрыска состав ляет 8120 поворота кулачкового вала насоса.

Секундный объемный расход (м3/с) топлива Q, вытекающего из распылителя, определим из выражения Q F Т F 2 Р / Т, (10.4) где F – эффективное проходное сечение распылителя, м2;

T – теоретическая скорость истечения топлива, м/с;

Р – среднее значение давления топлива в канале форсунки, Н/м2;

T – плотность топлива, 820 кг/м3.

Для F 0,25 мм 2 и P 40 МПа величина Q будет равна Q F 2 Р / Т 0,25 106 2 400 00000 / 820 0,00078 м3 /c.

Для упрощения расчетов при определении Q величину Р можно взять как среднее значение (0,6 Рф mах) за впрыск при макси мальном значении F. При учете противодавления воздуха в конце процесса сжатия (46 МПа) подача топлива уменьшается. Например, давление топлива перед сопловыми отверстиями 60 МПа, а давление воздуха в камере сгорания 5 МПа, величина перепада давления будет равна 55 МПа.

Методика построения дифференциальной характеристики при впрыске топлива без противодавления следующая. Для каждого уча стка определяем среднее значение F (рисунок 10.1) в зависимости от подъема иглы и величину среднего давления в канале распылителя форсунки (перед сопловыми отверстиями). Например, для F1 0,25 мм 2 0,25 10 6 м 2, значение среднего давления для уча стка подъема игла 2-3 Р 45 000 000 Н/м 2 (450 ат).

Объемное количество топлива Vц, поданного в камеру сгорания за время впрыска tв, определяют по формуле V Q tв. (10.5) Время впрыска tв в секундах и общая продолжительность впры ска в в градусах зависят от частоты вращения кулачкового вала n в мин-1 и связаны выражением в 6 n tв, (10.6) откуда в tв 0,00138 с.

6 n 6 Время, соответствующее шагу расчета, равному одному граду су, составит 0,00138/10 = 0,000138 с. За шаг расчета (один градус по ворота кулачкового вала насоса) на участке подъема иглы 2- (табл. 10.1) при среднем давлении топлива 45 МПа объемная подача будет равна V Q t 0,0000828 0,000138 114 1010 м3/град = 11,4 мм3/град.

Таблица 10.1 – Определение подачи топлива на участках подъема иглы Номер уча- Давление Подача Суммарная Подъем µF, мм стка подъе- топлива, топлива, подача иглы, мм мм3 за 10 топлива, мм ма иглы МПа 0 0,0 0,0 25 0,0 0, 0-1 0,05 0,1 26 3,6 3, 1-2 0,15 0,23 30 8,6 12, 2-3 0,25 0,25 45 11,4 23, 3-4 0,25 0,25 58 13 36, 4-5 0,25 0,25 67 14 50, 5-6 0,25 0,25 67 14 64, 6-7 0,25 0,25 57 13 77. 7-8 0,25 0,25 44 11 88. 8-9 0,17 0,23 28 8,2 96. 9-10 0,05 0,1 21 3,2 10 0,0 0,0 15 0,0 Далее определяем значение подачи топлива за каждый градус поворота валика насоса (еще 9 точек). Суммарное значение подачи топлива за весь впрыск (под кривой характеристики) должно соста вить 100 мм3. Общая подача за впрыск называется цикловой подачей топлива и обозначается Vц. Построенная характеристика называется дифференциальной (рисунок 10.4). Для обеспечения высокой эконо мичности рабочего процесса дифференциальную характеристику же лательно иметь П-образной формы [30].

Условия впрыскивания определяются моментом подачи топлива на такте сжатия до ВМТ поршня, скоростью поступления топлива в цилиндр, динамикой струй и дисперсностью (мелкостью) распылива ния, а также областью камеры сгорания, куда поступает топливо [42].

Между этими условиями имеется связь, влияющая на экономичность, эксплуатационные характеристики и токсичность отработавших газов.

При оптимизации показателей рабочего процесса дизеля изменение одного из условий требует корректировки других.

Требуемая скорость поступления топлива оценивается диффе ренциальной характеристикой его впрыскивания. Она представляет собой количество топлива, поступившее в цилиндр дизеля в единицу времени или за градус поворота кулачкового вала насоса. По ее ана лизу можно судить о продолжительности впрыскивания и скорости (интенсивности) поступления топлива в каждый момент впрыскива ния. При экспериментальном снятии дифференциальной характери стики и наличии характеристики распылителя можно решить обрат ную задачу – определить давление в распылителе.

Рисунок 10.4 – Дифференциальная характеристика впрыска Дифференциальная характеристика [2] представляет собой расход топлива, поступивший из распылителя форсунки в любой мо мент времени dVвпр Qф, (10.7) dt dVвпр скорость подачи топлива из распылителя форсунки, мм3/с где dt или мм3/град.

Количество топлива за конкретный промежуток времени опре деляют по формуле Vi Qi ti, (10.8) Vi Fi Ti ti Fi 2 Pi T ti, где V подача топлива (мм3) за время ti, соответствующее одному градусу поворота вала насоса;

µFi эффективное проходное сечение распылителя для определенного хода (подъема) иглы (см. рису нок 10.1);

Pi средняя величина давления топлива (Па) перед сопловыми отверстиями на различных участках подъема иглы (см. рисунок 10.3).

По данной характеристике определяют количество топлива (мм ), поданного на любом участке подачи топлива (в зависимости от хода иглы).

10.3 Расчет при помощи современной вычислительной техники дифференциальной характеристики впрыскивания Расчет на ЭВМ значительно снижает время, связанное с опреде лением параметров дифференциальной характеристики впрыска. Но последовательность расчета и формулы остаются без изменения. В таблице 10.2 приведены результаты расчета топливной аппаратуры дизеля КамАЗ -740 с использованием ЭВМ на режиме номинальной мощности. Частота вращения кулачкового вала насоса равнялась 1300 мин-1, давление открытия иглы (статическое) 22 МПа, цикловая подача – 80 мм3.

Дифференциальная характеристика (скорость подачи топлива в мм за один градус поворота валика насоса) получается расчетным пу тем на ЭВМ. Программа позволяет определить величину давления за сопловыми отверстиями, что очень важно при расчете характеристик распыливания топлива. Дополнительно программа может определить величину давления в штуцере насоса, ход нагнетательного клапана, значение давления прямой и отраженной волн, нагрузку на привод плунжерной пары кулачок толкатель.

Таблица 10.2 – Результаты расчета на ЭВМ топливной аппаратуры дизеля КамАЗ - Угол Давление Давление Подача Подъем поворота топлива топлива перед µF, мм2 топлива, кулачко- иглы, мм в форсунке, сопловыми мм3 за вого вала МПа отверстиями, МПа 27 0,0 0,0 6,35 0,0 0, 28 0,0 0,0 11,28 0,0 0, 29 0,0 0,0 19,42 0,0 0, 30 0,008 0,025 31,52 0,588 0, 31 0,232 0,35 30,45 13,80 58, 32 0,300 0,40 39,63 10,72 35, 33 0,300 0,40 50,26 12,10 45, 34 0,300 0,40 51,76 12,31 46, 35 0,300 0,40 43,47 11,31 39, 36 0,300 0,40 29,30 9,32 26, 37 0,298 0,39 11,99 3,50 33, 38 0,075 0,05 10,42 0,20 3, 39 0,0 0,0 13,76 0,0 0, 40 0,0 0,0 10,07 0,0 0, 10.4 Формы дифференциальной характеристики впрыскивания Экономичность и токсичность двигателя в значительной степе ни зависят от формы дифференциальной характеристики впрыска.

Общие требования для выбора дифференциальной характеристики впрыскивания могут быть сформулированы следующим образом:

1 В начале впрыска скорость подачи топлива в цилиндр должна быть небольшой. Впрыск малой порции топлива до основной порции уменьшит период задержки самовоспламенения топлива и снизит же сткость процесса сгорания.

2 Основная масса топлива должна подаваться с возрастающей скоростью, обеспечивая достижение распыленному топливу наиболее удаленных точек камеры сгорания, улучшая использование кислорода воздуха.

3 Впрыск топлива должен заканчиваться резко.

4 Процесс топливоподачи должен быть согласован с движением воздушного заряда.

5 Для выполнения указанных выше условий необходимо управ ление интенсивностью подачи топлива и интенсивностью воздушного вихря или создание интеллектуальной (умной) системы топливопода чи и смесеобразования.

На рисунке 10.5 представлена форсунка с электромагнитным управлением иглы.

Применение форсунок с электронным управлением (см. рису нок 10.5) позволяет получать характеристики различной формы сту пенчатой, многофазной (многоточечной). Ступенчатая характеристика применяется для снижения жесткости сгорания топлива. Под средней жесткостью понимают изменение давления за градус поворота ко ленчатого вала на участке резкого повышения давления. Считается, что при повышении давления на 0,20,5 МПа за один градус поворота коленчатого вала двигатель дизельный работает мягко, при повыше нии давления до 0,60,9 МПа – жестко, а при повышении давления более 0,9 МПа – очень жестко.

При ранней подаче в цилиндр малой (запальной) порции топли ва (510 %) оно самовоспламеняется и горит, повышая температуру в камере сгорания. В этот момент подается основная порция топлива, которая воспламеняется без задержки и сгорает более эффективно с малой жесткостью.

В последнее время вместо механических пружин стали приме нять пьезокварцевые. При подаче высокого напряжения на столбик пьезокварцевых пластин его длина изменяется, что позволяет осуще ствлять несколько подъемов и посадок иглы форсунки за время подачи топлива в камеру сгорания.

1 – магистраль обратного слива топлива;

2 – штекер электрического подключения, 3 – электромагнитный клапан;

4 – магистраль высокого давления;

5 – шарик клапана;

6 – дроссельное отверстие отвода топ лива;

7 – дроссельное отверстие подачи топлива;

8 – камера управ ляющего клапана;

9 – плунжер управления иглой распылителя;

10 – канал подвода топлива к распылителю;

11 – игла распылителя Рисунок 10.5 – Форсунка с электромагнитным управлением иглы b – состояние подачи топлива) (а – состояние покоя, Время срабатывания пьезоэлектрической форсунки – менее 0,0001 с. В ней используется пакет из нескольких сотен миниатюрных кристаллов, встроенных в корпус форсунки. Пакет пьезометрических кристаллов передает усилие на иглу без трения. Повышение быстро действия дает возможность уменьшить интервал между последова тельными впрысками и повысить управляемость процесса впрыска и сгорания топлива. Управление подачей топлива позволяет снизить расход топлива, шум двигателя и токсичность отработавших газов.

На рисунке 10, б показаны различные формы дифференциаль ных характеристик впрыска. Ступенчатую характеристику (рисунок 10.6, а) можно получить с гидромеханическим управлением иглы. В корпусе форсунки имеются две пружины с различной жесткостью.

Форсунка имеет устройство, ограничивающее ход иглы в интервале 0 0,1 и 0,10,3 мм. В первом интервале срабатывает одна пружина, а во втором – две.

Для получения двухфазной подачи топлива желательно приме нение электрогидравлического управления движением иглы (рису нок 10.6, б). Для многофазных характеристик необходимы форсунки с электронным или пьезокварцевым управлением иглы (рису нок 10.6, в и 10.6, г).

Рисунок 10.6 – Ступенчатые и многофазные дифференциальные характеристики впрыскивания топлива Энергию топлива в виде давления накапливают в аккумуляторе (топливная рампа), который соединяется с форсунками при помощи трубопроводов высокого давления. В аккумуляторе поддерживается постоянное давление, например 150 МПа. При открытии иглы распы лителя форсунки (например, при помощи электромагнита) необходи мая порция распыленного топлива подается в камеру сгорания (см. рисунок 10.5). Такая подача топлива реализована в системе Common Rail (аккумулятор высокого давления) [39]. Насос имеет три плунжера малого диаметра. Плунжеры расположены радиально по ок ружности через 1200. Три рабочих хода каждого плунжера за один оборот позволяют обеспечить незначительную и равномерную на грузку на вал привода с эксцентриковыми кулачками.

Топливо, под высоким постоянным давлением, поступает в фор сунку через штуцер 4 и далее в канал 10, дроссельное отверстие 7 и камеру управления клапана 8. Камера управления при открытом кла пане 5, которым управляет сердечник электромагнита, соединяется с магистралью 1 обратного слива топлива.

При закрытом дроссельном отверстии 6 силы давления топлива, действующие на торец плунжера 9, превосходят силы давления топ лива, действующие на дифференциальную площадку иглы (сечение плунжера больше сечения иглы). В результате большей силы со сто роны плунжера управления 9 игла 10 прижимается к седлу, закрывает проход топлива к сопловым отверстиям и подача топлива в камеру сгорания не происходит. При подаче тока в обмотку электромагнит ного клапана его сердечник движется вверх и открывает отверстие для отвода топлива. И давление в камере 8 резко падает. Сила, дейст вующая на торец плунжера 9 управления иглой, уменьшается, и под действием высокого давления игла распылителя поднимается вверх, открывая путь к сопловым отверстиям. Топливо в распыленном виде поступает в камеру сгорания. Продолжительность впрыскивания и вид дифференциальной характеристики зависят от времени и частоты открытия отверстия 6 отвода топлива.

Аккумуляторная топливная система Common Rail фирмы Denso многофункциональная. Она регулирует подачу топлива, соотношение воздух топливо, управляет турбокомпрессором с переменной гео метрией, рециркуляцией выпускных газов.

Для полного сгорания топлива система Denso может осуществ лять пять впрыскиваний за один цикл. Два предварительных, два основных и пятый служит для снижения выбросов твердых частиц.

Для топливных систем с цикловой подачей до 100 мм3 приме няют распылитель с шестью сопловыми отверстиями и диаметром 0,1 мм. Диаметр направляющей части иглы равен 4 мм.

Главным недостатком аккумуляторных систем является то, что при зависании (защемлении) иглы или выходе из строя электромаг нитного клапана распылитель становится открытым и подача топлива становится постоянной и неуправляемой. В цилиндр поступает боль шое количество топлива, частота вращения двигателя резко увеличи вается, что может привести к аварийной ситуации.

10.5 Построение интегральной характеристики впрыскивания Интегральная характеристика впрыска (суммарная) опреде ляет количество топлива, поступившего из распылителя форсунки от начала впрыска (н.в.) до любого его момента подачи. Общее количе ство поданного топлива за цикл называют цикловой подачей.

Интегральная характеристика (рисунок 10.7) получается путем сложения предыдущей подачи топлива с последующей (см.

табл. 10.1). На характеристике идет накопление подачи топлива за впрыск. Данная характеристика получается интегрированием диффе ренциальной характеристики. По интегральной характеристике опре деляют долю поданного и выгоревшего топлива на различных участ ках процесса подачи топлива, а также температуру и давление газов в цилиндре.

Интегральную характеристику определяют по формуле [39]:

к t V f ( к ) d к f (t ) dt. (10.9) н.в t н. в Значение цикловой подачи проверяют на топливном стенде, к которому крепится насос высокого давления. Форсунки устанавлива ют в специальные гнёзда стенда и соединяются с секциями насоса трубопроводами высокого давления. Впрыск топлива происходит без противодавления. Завод-изготовитель, разрабатывая инструкции по диагностике и обслуживанию топливной аппаратуры, учитывает это.

Например, подача топлива за цикл на номинальном режиме работы двигателя составляет 95 мм3, а на испытательном стенде – 100 мм3.

Значение цикловой подачи на стенде должно быть на 5–10 % больше, чем на двигателе [30].

Рисунок10.7 – Интегральная характеристика впрыска Контрольные вопросы 1. Что называют цикловой подачей топлива и как она определя ется?

2. Что представляют собой характеристики впрыска топлива?

3. Что называют интегральной и дифференциальной характери стиками впрыска?

4. Что называют эффективным проходным сечением распылите ля и его выбор по номограмме?

5. Последовательность расчета дифференциальной характери стики подачи топлива.

6. Последовательность расчета интегральной характеристики.

7. Для какой цели используют двухфазные и многофазные ха рактеристики впрыска? Принцип работы форсунки с пьезокварцевым управлением.

11 Расчет параметров струи дизельного топлива 11.1 Расчет мелкости распыливания жидкого топлива В процессе подачи жидкого топлива в камеру сгорания двигате ля внутреннего сгорания определяют расход, скорость истечения, длину струи (факела) и мелкость распыливания. На рисунке 11.1 пока зан съемный сопловый наконечник форсунки двигателя, а в таблице 11.1 приведены его основные размеры.

Топливо под высоким давлением подается в центральный канал и к сопловым отверстиям. Коэффициент расхода (отношение дей ствительного расхода к теоретическому расходу) обычно равен 0,60,8.

Таблица 11.1 – Основные размеры соплового наконечника Число D, мм D1, мм l, мм l1, мм d, мм d1, мм отверстий 12 8 14,5 6,5 1,5 0,3 Распылители автомобильных и трак торных дизелей имеют распылители, вы полненные совместно с сопловым наконеч ником и меньшим числом сопловых отвер стий.

Подача жидкого топлива к сопловым отверстиям производится под высоким давлением, обеспечивая требуемую мел кость распыливания и путь факела. Пло щадь поверхности струи распыленного топлива зависит от степени дробления струи на капли и их размеров. Обычно рас пыленное топливо представляется в виде Рисунок 11.1 – Сопловый совокупности мелких шариков с радиусом наконечник распылителя R, площадью поверхности S k 4 R 2 и форсунки R 3 (см. приложение В).

объёмом Vk При диаметре капель d k 2 R площадь и объём будут равны dk Sk dk, Vk. (11.1) При оценке мелкости распыливания топлива пользуются раз личными средними диаметрами – средним арифметическим, средним объемным, а также средним диаметром по Заутеру, который пропор ционален отношению суммарного объёма всех капель к их суммарной поверхности [3].

Средний диаметр по Заутеру Ni di (11.2) d 32, N i di N i число капель с данным наружным диаметром;

где d i – наружный диаметр капель данного размера.

Предположим, что факел распыленного топлива состоит из капель. Наружный диаметр 300 капель равен 20 мкм, а 700 капель – 10 мкм. Средний диаметр капель распыленного топлива по Заутеру составит 16 мкм.

Средний диаметр капель по Заутеру подсчитывают из условия равенства поверхностей и объемов (масс) капель истинных и средних размеров. Он позволяет оценить общую поверхность распыленного топлива. Качество распыливания по среднему диаметру Заутера ха рактеризует диаметр капель однородного тумана, который для данно го объема жидкости образовал бы ту же поверхность испарения, что и действительный туман [3]. Уменьшение средних диаметров капель указывает на улучшение мелкости распыливания топлива.

Анализ работ по физическим процессам, вызывающим распад струи жидкости на капли [3, 20, 23, 26, 48], показал, что тонкость рас пыливания увеличивается: при уменьшении вязкости и коэффициента поверхностного натяжения, при увеличении перепада давления в со пловом отверстии, при увеличении давления среды, при уменьшении диаметра сопла.

Струя жидкости разделяется на капли в основном под воздейст вием капиллярного натяжения, колебательных явлений и скорости ис течения, которая зависит от давления и диаметра соплового отверстия форсунки.

Диапазон, в котором проявляется действие капиллярного натя жения, соответствует скорости истечения порядка 1 м/с, колебатель ных явлений – 10 м/с. В диапазоне скорости порядка 100 м/с струя жидкости подвергается распыливанию, образуя туман за соплом фор сунки.

Распыливание топлива зависит от числа Вебера и Рейнольдса.

Безразмерное число Вебера устанавливает связь между тремя пара метрами, влияющими на мелкость распыливания жидкости, и может быть найдено из выражения P d c We, (11.3) где P – перепад давления (Па) в сопловом отверстии и среды, куда производится впрыск;

dc – диаметр соплового отверстия, м;

– коэффициент поверхностного натяжения жидкости, Н/м.

У жидкостей величина (Н/м) имеет следующие значения: во да – 0,0728;

нефть – 0,026;

дизельное топливо – 0,029;

бензин – 0,022.

Число Рейнольдса, или режим движения, зависит от средней скорости движения жидкости (м/с), диаметра соплового отвер стия dc (м), кинематической вязкости жидкости (м2/с) и определяет ся выражением dc Re. (11.4) v Динамическая вязкость (Пас), кинематическая вязкость (м /с) и плотность вещества (кг/м3) связаны выражением v. (11.5) Одним из основных законов капиллярных явлений, влияющих на мелкость распыливания жидкости, является закон Лапласа, соглас но которому разность гидростатических давлений РГ с обеих сторон поверхности раздела жидкости и газа равна произведению поверхно стного натяжения на её среднюю кривизну PГ P P2 E, (11.6) где Р1 и Р2 – давление с вогнутой и выпуклой сторон поверхности, 1 1 Е – средняя кривизна, E, здесь R1 и R2 – радиусы R1 R2 2 R кривизны двух перпендикулярных нормальных сечений поверхности;

R – средний радиус кривизны. Для соплового отверстия d c 2 R, сле dc 1 1 PГ, R E довательно, или 2R d c dc PГ d c.

Безразмерный критерий Лапласа связывает четыре параметра, влияющие на мелкость распыливания жидкости ж dc LP, (11.7) T ж – плотность жидкости, кг/м3;

где dc – диаметр соплового отверстия, м;

– коэффициент поверхностного натяжения, Н/м;

Т – коэффициент динамической вязкости топлива, Пас.

Значительное влияние на распыливание топлива оказывает ве личина скорости, с которой жидкость вытекает из соплового отвер стия. Обычно результаты экспериментов приводят к критериальной форме.

Как показали многочисленные эксперименты, величина скоро сти вытекающего топлива Т, при которой начинается распад непо средственно у соплового отверстия, зависит от ряда факторов [3]:

Т f T ;

в ;

T ;

в ;

;

d c, (11.8) T, в – соответственно плотность топлива и воздуха;

где T ;

в – коэффициенты динамической вязкости топлива и воздуха;

– поверхностное натяжение топлива;

d c – диаметр соплового отверстия.

Для придания уравнению безразмерного вида воспользуемся масштабами протяженности L, времени Т и массы М. Выберем эти масштабы так, чтобы М M L T 3 1;

2 1;

d c L 1. (11.9) L TL Тогда 0, 1 L ;

M 3 ;

T 1,5 0,5. (11.10) dc d c T d c T После приведения к безразмерной форме функциональное урав нение (10.8) примет вид [3]:

T d c T ;

в ;

в.

f (11.11) Т d Tc Т Т Введем обозначения T T d c d ;

L p T 2c ;

k в ;

k в. (11.12) We Т Т T На основании обработки экспериментальных результатов и тео ретических предположений А.С. Лышевский [26] получил зависи мость, позволяющую определять средние диаметры капель при впры ске. Так, для среднего диаметра капель по Заутеру была получена формула d 32 d c 2,68 k We 0,266 L p 0,073. (11.13) Пример 11.1 Определить диаметр сопловых отверстий распы лителя для подачи дизельного топлива в камеру сгорания под сред ним постоянным давлением 30 МПа. Максимальное давление в полос ти форсунки 50 МПа. Плотность дизельного топлива при 20 0С равна 850 кг/м3.

В качестве примера определим расчетным путем суммарное значение проходного сечения сопловых отверстий распылителей, их число и диаметр для дизеля семейства КамАЗ.

Для режима номинальной мощности цикловую подачу для дизеля КамАЗ определим по формуле qе N е 1000 210 190 90 мм3, (11.14) Vц i nн т 60 8 1100 0,85 где qе – удельный эффективный расход топлива, 210 г/(кВтч);

Nе – эффективная номинальная мощность, 190 кВт;

I – число цилиндров, 8;

nн – частота вращения вала насоса, 1100 мин-1;

Т – плотность топлива, 0,85 г/см3, или 850 кг/м3.

Главным параметром распылителя является его эффективное проходное сечение F. Суммарная площадь сопловых отверстий F зависит от диаметра отверстий и их количества. Величина F для распылителей автотракторных дизелей соответствует 0,150,4 мм2.

Для двигателей семейства КамАЗ мощностью от 154 до 265 кВт значение F лежит в пределах 0,1850,27 мм2.

Определим теоретическую скорость истечения дизельного топ лива через сопловые отверстия:

2 Р Т, (11.15) Т где Р – среднее давление топлива перед сопловыми отверстиями.

Т 2 300 10 5 / 850 265 м/с.

Действительная максимальная скорость, при которой жидкость вытекает из сопловых отверстий, Д Т 265 0,7 185 м/с, где 0,7 – коэффициент расхода.

(м3/с) можно Объемный расход топлива Q из распылителя определить из выражения 2 Р Q F Т F, (11.16) Т где F – эффективное проходное сечение распылителя, м2;

T – теоретическая скорость истечения топлива, м/с;

Р – среднее значение давления топлива перед сопловыми отверстиями, Па;

Т – плотность топлива, кг/м3.

При Р = 30106 Па и Т = 850 кг/м3 значение T = 265 м/c.

Объемный расход топлива можно определить по количеству то плива, поданного в камеру сгорания (V= qц) за время впрыска t :

V Q. (11.17) t Время впрыска t (с) и продолжительность впрыска (град) за висят от частоты вращения кулачкового вала n (мин-1) и связаны вы ражением 6 n t. (11.18) Откуда t 0,0015 с.

6 n 6 В современных быстроходных дизелях с интенсивным процес сом подачи топлива в камеру сгорания продолжительность впрыска составляет 10 120 поворота кулачкового вала насоса.

Величина действительного объёмного расхода топлива через форсунку составит 60 000 мм 3 / с 0,00006 м 3 /с.

Q 0, Откуда Q F, (11.19) 2 Р Т 0, 0,0000002 м 2 0,2 мм 2.

F При величине коэффициента расхода, равного 0,7, суммарная площадь сопловых отверстий составит 0,28 мм2. При числе сопловых отверстий 4 площадь сечения одного сопла Fc составит 0,07 мм2.

Зная площадь соплового отверстия, определим его диаметр dс.

4 Fc 4 0, dc 0,30 мм. (11.20) 3, Пример 11.2 Определить средний диаметр капель в процессе распыливания дизельного топлива, вытекающего из соплового отвер стия диаметром 0,3 мм.

Коэффициент поверхностного натяжения при 20 0С дизельного топлива 0,029 Н/м. Действительная скорость истечения жидкости из соплового отверстия равна 185 м/с. Плотность топлива при 20 оС 850 кг/м3.

По формуле (11.12) находим критерий Вебера Д Т d c 1852 850 0, We 300 943.

0, Для нахождения критерия Лапласа определим коэффициент ди намической вязкости. Кинематическая вязкость дизельного топлива при 20 0С составляет 410-6 м2/с. При плотности 850 кг/м3 динамиче ская вязкость, согласно выражению (11.5), составит 0,0034 Нс/м2. По формуле (11.12) определим критерий Лапласа T d c 850 0,0003 0, Lp 640.

0, T Определим критерий плотности [выражение (11.12)], учитывая, что впрыск топлива производится в среду с противодавлением, рав ным 5 МПа. При температуре воздуха в конце такта сжатия 800 К плотность воздуха составит 21,6 кг/м3.

21, k 0,025.

По формуле (11.13) определим средний диаметр капель распы ленного топлива d 32 d c 2,68 к We 0,266 LР 0,073 = 0,0003 2,68 0,025 3009430,266 640 0,073 0,00003 м 30 мкм.

11.2 Определение формы распыленного топливного факела при впрыске в неподвижную среду На рисунке 11.2 показан факел распыленного топлива, где Lф – длина факела, Вф – ширина факела, ф – угол конуса факела.

Расчетную длину факела от соплового отверстия до лидирую щих капель можно определить из выражения [26]:

0, We 0,105 M х 0, d LФ c Д, (11.21) 1,2 d c 1,7 к 0, где dc – диаметр соплового отверстия распылителя, м;

Д – действительная скорость истечения топлива из сопла, м/с;

– время движения факела из распылителя, с;

We – критерий Вебера (формула (11.12));

Мх – критерий Маха (отношение скорости потока жидкости к ско рости звука);

k – критерий плотности (отношение плотности воздуха к плотно сти топлива).

I – скорость капель в поперечном сечении факела;

II рас пределение топлива в поперечных сечениях факела;

1 внешние слои факела;

2 – внутренние слои факела Рисунок 11.2 – Схема факела топлива Пример 11.3 Определить путь LФ, пройденный факелом за вре мя впрыска, равного 0,0015 с.

Диаметр сопла dc = 0,3 мм, действительная скорость вытекаю щего топлива из сопла Д = 185 м/с, критерий Вебера 300 943, крите рий Маха 0,54, критерий плотности k = 0,025.

0, 3009430,105 0,54 0, 0,0003 185 0, 0,1 м.

LФ 1,7 0,0250, 1,2 0, Угол конуса факела струи впрыскиваемого топлива зависит от турбулентности пульсаций жидкости в струе, воздуха в объеме факела и находится по формуле А.С. Лышевского [26]:

We 0,32 k 0, Ф 1,26 1 1,8, (11.22) 0, Э Lp где Wе, LР, k – критерии Вебера, Лапласа и плотности;

Э.

Т d c Пройденный путь факела распыленного топлива Lф зависит от времени истечения топлива из сопла и действительной средней ско рости струи стр [48]:

LФ стр. (11.23) Объемный расход жидкости через одну форсунку (м3/с) QФ f стр. (11.24) Объем топлива VT (м3), поданный через сопловое отверстие за текущее время T (с), определяется из выражения VT QФ Т. (11.25) dk Если известен объем капли Vk и текущий объем распы ленного топлива VТ за время T, то текущее число образованных ка пель можно найти по формуле VT nT. (11.26) Vk При известной площади поверхности одной капли S k d k текущую поверхность раздробленной части струи, образованной за время T, определяют из выражения ST nT S k. (11.27) Общая поверхность струи распыленной жидкости V0 S k S0 nk S k, (11.28) Vk где Vo – полный объем (м3) распыленной жидкости, поданный через сопловое отверстие в камеру сгорания;

nк – общее число капель в фа келе распыленного топлива.

Пример 11.4 Определить общую поверхность распыленного то плива и путь, пройденный факелом.

Решение. Пусть за время впрыска, равного 0,0015 с, из одного соплового отверстия вытекает 22,5 мм3 дизельного топлива плотно стью 850 кг/м3. Диаметр соплового отверстия 0,3 мм.

При среднем диаметре капли в 30 мкм, или 0,03 мм, ее объём 3,14 0, 0,000014 мм 3, а количество капель nк в составит Vk объеме распыленного топлива одного сопла будет приближенно равно 1 600 000 22,5 / 0,000014. При площади поверхности одной капли Sk 3,14 0,032 0,0028 мм2 общая поверхность распыленного топли ва S 0 составит 4480 мм2 (160 0000,0028). Общая поверхность, соз даваемая всеми соплами, составит (44804 = 17 920 мм2).

При скорости вытекающего топлива 185 м/с без противодавле ния за время 0,0015 с факел пройдет путь LФ стр 0,0015 185 0,28 м.

В данном разделе приведены расчетные формулы, позволяющие определять эффективное проходное сечение распылителя, число и диаметр сопловых отверстий, мелкость распыливания (средний диа метр капель), пройденный путь факела, величину его конуса, количе ство капель, общую поверхность распыленной жидкости, а также да ны примеры расчетов.

Контрольные вопросы 1. Назначение сопловых отверстий распылителя форсунки.

2. Последовательность расчета по определению диаметра сопло вого отверстия.

3. Что называют мелкостью (дисперстностью) распыливания то плива?

4. Что представляет собой средний диаметр капель распыленно го топлива по Заутеру?

5. Что называют дальнобойностью факела?

6. Как определяется общее число капель распыленного топлива?

7. Для какой цели определяют поверхность распыленного топлива?

12 Расчет центробежного компрессора и центростремительной турбины 12.1 Методика расчёта центробежного компрессора cради альными лопатками Главное назначение центробежного компрессора – обеспечение двигателя внутреннего сгорания на всех режимах работы необходи мым количеством воздуха (кислородом), способствуя полному сгора нию топлива при минимальном удельном расходе и низкой токсично сти выхлопных газов. Двигатель форсируется за счет увеличения плотности воздуха, нагнетаемого в цилиндр, и повышения подачи то плива.

В современных двигателях для повышения плотности воздуха применяют преимущественно центробежные компрессоры обычно с радиальными лопатками. Компрессор устанавливается на одном валу с газовой турбиной, такой агрегат получил название «турбокомпрес сор». Отработавшие газы поступают на колесо турбины под перемен ным (импульсно) или постоянным (изобарно) давлением. В настоя щем пункте расчеты выполнены для изобарной турбины.

На рисунке 12.1 показан вид турбокомпрессора [44]. В левой ча сти изображен разрез компрессора, а в правой – турбины. Колеса ком прессора и турбины расположены жестко на одном валу. Смазка под шипника скольжения вала производится под давлением от системы смазки двигателя. Охлаждение турбокомпрессора осуществляется по током масла и циркулирующей жидкостью из системы охлаждения двигателя.

При расчете компрессора определяют требуемое количество воздуха для двигателя, подачу воздуха одним компрессором (если их несколько), степень повышения давления, прототип, наружный диа метр колеса, частоту вращения, общую работу, затраченную на впуск, сжатие и нагнетание воздуха, изменение температуры и давления в каналах компрессора и коэффициент полезного действия (КПД).

Прототип – образец изделия, явившийся основой или примером для разработки нового изделия, улучшенного с исходным образцом.

Аналог изделия – изделие, сходное по каким-либо однородным ха рактеристикам.

5 1 1 1 – вход воздуха в компрессор;

2 – рабочее колесо компрессора;

3 – диффу зор;

4 – спиральная камера (воздухосборник, улитка с выходом сжатого воздуха из компрессора);

5 – узел подшипника;

6 – улитка турбины;

7 – рабочее колесо турбины;

8 – выход газов из турбины;

9 – корпус турбины;

10 – вход в турбину отработавших газов двигателя Рисунок 12.1 – Разрез турбокомпрессора 12.1.1 Требуемая массовая подача воздуха компрессором (кг/с) в двигатель определяется по формуле L0 ge N e МД (12.1), где – коэффициент избытка воздуха (1,62,0) для дизеля;

L0 – тео ретическое количество воздуха, необходимое для сгорания 1кг топли ва (15 кг);

ge – удельный расход топлива, кг/(кВтч) (0,180,22);

Ne – мощность двигателя, кВт;

– коэффициент продувки (1,11,2).

12.1.2 С учетом выбранного числа компрессоров ik необходимая подача воздуха одним компрессором находится по формуле МД МК. (12.2) iк Для рядных двигателей обычно устанавливают один компрес сор, для V – образных – два.

12.1.3 Определим среднее эффективное давление Ре. Для че тырехтактного двигателя эффективная мощность определяется выра жением Pe Vh i n Ne, (12.3) где Vh – рабочий объем цилиндра, л;

i – число цилиндров;

n – частота вращения коленчатого вала, мин-1.

После преобразования выражения (12.3) получим (МПа) N e Pe.

Vh i n 12.1.4 Значение давления воздуха на выходе из компрессора для четырехтактных двигателей определяем из соотношения Pk 0,15 0,18 Pe, для двухтактных двигателей Pk 0,2 0,28 Pe. (12.4) Pk Степень повышения давления в компрессоре k, P где Ро – давление на входе в компрессор (атмосферное давление).

Зная к и Мk, по графику полей характеристик турбокомпрессо ров (к – расход воздуха) (рисунок 12.2) выбираем прототип ком прессора. При выборе прототипа важным является определение на ружного диаметра колеса компрессора.

Рисунок 12.2 – Поля характеристик турбокомпрессоров ( к – расход воздуха Мк) Выбор диаметра колес компрессора и турбины необходим для начала расчета турбокомпрессора. В процессе расчета уточняются размеры колес, диффузоров, спиральных камер (улиток), КПД и дела ется выбор требуемой марки турбокомпрессора и завода изготовителя.

Необходимо помнить, что колесо при меньшем диаметре имеет меньшую массу и менее инерционно (быстрее реагирует на изменение нагрузки), но увеличивает потери энергии в результате уменьшения проходных сечений каналов.

Диаметр колеса компрессора указан в обозначении турбоком прессора (ТКР-7 турбокомпрессор с радиальной центростремитель ной турбиной и центробежным компрессором с наружным диаметром колеса 7 см).

Согласно ГОСТ 9658-81 за нормальные приняты наружные диа метры колес, равные 5,5;

7;

8,5;

11;

14;

18;

23 см. Центробежные ком прессоры по конструктивному исполнению бывают низкого давления (Н) до 0,19 МПа, среднего (С) 0,19–0,25 МПа и высокого (В), более 0,25 МПа (давление абсолютное).

На рисунке 12.3 приведена схема проточной части турбоком прессора, а на рисунке 12.4 показано изменение параметров воздуха при его прохождении по различным сечениям компрессора.

1 – рабочее колесо;

2 – диффузор;

3 – улитка Рисунок 12.3 – Схема проточной части центробежного компрессора Рисунок 12.4 – Изменение скорости С, давления Р и температуры Т в различных сечениях турбокомпрессора Воздух поступает во входной патрубок компрессора (сечение 0) со скоростью Со, давлением Ро и температурой То. Величина скорости Со зависит от площади входного патрубка, средней скорости поршня и его площади. Определяется из уравнения постоянства расходов. При входе в колесо (сечение 1) скорость С1 увеличивается по причине уменьшения площади (из-за наличия лопаток). Давление и температу ра незначительно снижаются. Между сечениями 1 и 2 происходит ра бота над газом с целью его уплотнения. Скорость С2, температура Т2 и давление Р2 резко возрастают. В результате расширения каналов диф фузора (сечение 2–3) и улитки (сечение 3–4) скорость воздуха снижа ется, а температура и давление растут. Давление Р4 есть давление на выходе из компрессора Рк.

Расчет ступени компрессора начинают с определения массового расхода воздуха, проходящего через его каналы. Проточной частью компрессора или турбины называют систему устройств, по которым движется газ. Скорость газа в проточной части установок изменяется путем геометрического воздействия – изменением площади попе речного сечения потока по его длине. В компрессоре энергия к возду ху подводится в рабочем колесе (подвод технической или располагае мой работы путем вращения колеса), в других каналах она только преобразуется. Расчет компрессора выполняют в следующей последо вательности:

Сначала определяют скорость воздуха, затем его температу ру, давление и плотность (CTP).

Зная подачу воздуха компрессором и поперечное сечение кана лов компрессора, находится средняя скорость воздуха (при необходи мости потери энергии), затем температура, давление и плотность.

В результате торможения потока газа в расширяющихся каналах мо лекулы воздуха сближаются и температура повышается. По измене нию температуры определяют давление и плотность газа.

12.1.5 Определяют массовую подачу воздуха компрессором, находят его параметры на входе:

М k Fвх.к W1 1, (12.5) где Fвх.к – площадь поперечного сечения на входе в колесо компрессо ра, м2;

W1 – скорость воздуха на входе в компрессор (30 80 м/с);

1 – плотность воздуха (при 20 0С), равна 1,2 кг/м3, Мк Fвх.к, W1 Р ;

Р = 0,98105 Па;

Т = 293 К;

R = 287 Дж /(кг К).

где R T 12.1.6 Диаметр колеса на входе в компрессор определяется из выражения Fвх.к D1 2. (12.6) Наружный диаметр колеса компрессора D2К приближенно оце нивается из соотношения D1/D2К = 0,550,70 и уточняется с учетом выбранного прототипа.

12.1.7 Определяется окружная скорость на выходе из колеса компрессора (касательная к окружности колеса или (перпендику ляр) к радиусу вращения) Lад, (12.7) U нап где La – адиабатная работа сжатия;


нап – напорный адиабатный КПД (0,60,75), характеризует способность колеса создавать напор.

Для подачи воздуха в цилиндры двигателя необходимо осуще ствить его впуск в компрессор, сжатие и нагнетание. Принимаем, что процесс сжатия происходит без подвода и отвода теплоты.

12.1.8 Общая удельная работа (Дж/кг) при адиабатическом сжатии находится из выражения k k Lад c p Ta k, (12.8) где ср = 1005 Дж/(кгК) – удельная изобарная теплоемкость воздуха;

Та = 293 К – температура на входе в компрессор, k 1,4 – показатель адиабаты.

12.1.9 Зная окружную скорость и диаметр колеса, находим час тоту вращения вала колеса компрессора (nk) из формулы nk D2 K U 2 R2, 30 60U nk. (12.9) D2 K 12.1.10 Относительную скорость (касательную к поверхности лопатки) воздуха на выходе из колеса компрессора W2 определяем из выражений М k Fвых.к W2 2, Fвых. к D2 K b2, откуда Mk W2, (12.10) Fвых.к где Fвых. к – площадь выхода из колеса;

– коэффициент, равный 0,80,9, учитывающий наличие лопаток на колесе, что уменьшает площадь на выходе;

b2 0,05 0,1D2 к ширина лопаток на выходе из колеса. Малоразмерный компрессор имеет максимальное значение КПД при числе лопаток 10 12.

12.1.11 В первом приближении плотность 2 находим по тем пературе T2, найденной по скорости U 2, с помощью выражений k T k U2 p P2 P1 2 T2 T1,,. (12.11) T 2cp R T 12.1.12 По значениям U 2 и W2 определим абсолютную ско рость на выходе из колеса (рисунок 12.5):

C 2 U 2 W22.

(12.12) В современных компрессорах некоторые заводы-изготовители применяют колеса с радиальными лопатками, загнутыми на выходе назад (против вращения). Значение абсолютной скорости снижается на 5–10 %, но увеличивается КПД в результате снижения потерь на трение (потери энергии пропорциональны величине скорости в квад рате).

При вращении колеса, за счет центробежных сил, молекулы воздуха перемещаются от центра к периферии. На выходе из колеса скорость молекул достигает значения C2 (см. рисунок 12.5). В меж лопаточных каналах, за счет их расширения, кинетическая энергия переходит в энергию давления. Дополнительно скорость воздуха уменьшается в диффузоре и улитке (спиральной камере). В результате этого температура Т, давление Р и плотность повышаются.

C W2 U Рисунок 12.5 – Окружная U2, относительная W2 и абсолютная С2 скорости на выходе из колеса компрессора 12.1.13 Температура воздуха на выходе из колеса увеличивается в результате торможения газа в расширяющихся каналах C T2 T1, (12.13) 2 cp где 0,8 0,9 – коэффициент, учитывающий потери энергии в ре зультате перетекания воздуха из линии нагнетания в линию всасыва ния и вихреобразования в каналах колеса.

При полном торможении потока газа, который двигался, напри мер, со скоростью 400 м/с, температура повышается на 80 0С. Давле ние и плотность воздуха на выходе из колеса уточняют, используя выражения (12.11).

12.1.14 Турбокомпрессоры имеют лопаточные или щелевые диффузоры. В диффузоре энергия к потоку газа не подводится. За счет торможения потока в расширяющих каналах происходит преоб разование кинетической энергии в энергию давления. Наружный диа метр диффузора D3 выбирается из соотношения (1,3 1,5) D2К. Пло щадь на выходе из щелевого диффузора b3 b2.

Fдиф D3 b3, (12.14) 12.1.15 Скорость на выходе из диффузора определяется из вы ражения Мk М k С3 Fдиф 3 ;

С3. (12.15) Fдиф В первом приближении плотность 3 2, а затем уточняется.

12.1.16 Температура воздуха на выходе из соплового аппара та находится из формулы 2 С 2 C T3 T2. (12.16) 2 cp 12.1.17 Площадь выхода из улитки считают равной площади входа в компрессор. Газ со скоростью С3 поступает в улитку (возду хосборник), и его скорость снижается до значения С4 в результате рас ширения канала. Используя уравнение постоянства расходов, находят скорость на выходе из компрессора, затем температуру, давление и плотность.

2 С3 C T4 T С3 F3 С4 F4, где F4 Fвх ;

;

2 cp k T k 1 P P4 P3 4 ;

. (12.17) T R T Давление Р4 и есть давление на выходе из компрессора РК. При высокой температуре Т4 целесообразна установка охладителя типа «воздух воздух», «воздух жидкость». Температура воздуха, выхо дящего из холодильника, должна быть не выше 40 0С при температуре окружающего воздуха не выше плюс 25 0С. В качестве охлаждающей жидкости может быть использовано топливо [1], жидкость из системы охлаждения или воздух. Снижение температуры воздуха на 100 повы шает мощность двигателя на 2 % и уменьшает расход топлива на 1 %.

12.1.18 Действительную удельную работу, затраченную на всасывание, сжатие и нагнетание воздуха в компрессоре, адиабатный КПД рассчитывают, используя формулы Lад Lзат С р T4 T1 ;

ад. (12.18) Lзат 12.1.19 Мощность компрессора (работа за единицу времени) М к Lад Nk. (12.19) ад Расчет компрессора и выбор его конструктивных параметров считается правильным, если адиабатный КПД, подсчитанный по фор муле (12.18), не ниже 0,750,85. Адиабатный КПД характеризует совершенство проточной части компрессора.

12.2 Расчёт радиально-осевой турбины При расчёте турбины определяются следующие величины: рас ход газа через турбину, наружный и средний диаметры колеса турби ны на выходе, располагаемый перепад энтальпии, давление газа перед турбиной, окружной, внутренний и эффективный КПД турбины, мощность на валу турбины [27].

Исходными данными для расчета турбины являются данные теп лового расчета двигателя и расчетные данные компрессора. Турбина должна обеспечить необходимую частоту вращения компрессора и его мощность.

Из результатов расчета компрессора имеем следующие ис ходные данные: nк (мин -1);

Lад (Дж/кг);

ад;

Мк (кг/с);

D2К.

Для выпускных газов принимаем: k =1,34;

R =286,4 Дж/(кгК);

c p 1128,7 Дж/кг К ;

плотность 0,4 кг/м3 при 600 0С или 0,33 кг/м3 при 800 0С.

Температура газов перед турбиной T0 850 950 K и давление газов на входе в турбину PT PK, за турбиной 2 0,11 0,12 МПа.

При расчете турбокомпрессора важно знать число Маха (авст рийский физик, 1887 г.), которое характеризует отношение скорости потока к местной скорости звука M C a. Скорость звука зависит от температуры и определяется из выражения а R T. При нор мальных атмосферных условиях скорость звука равна 340 м/с. С по вышением температуры скорость звука увеличивается. При M 1 те чение газа называют дозвуковым и сжимаемость не учитывается.

Плотность газа в конкретном сечении принимается постоянной вели чиной. При M 1 течение газа называют сверхзвуковым, он способен сжиматься и его параметры определяют при помощи газодинамиче ских функций.

12.2.1 Расход газа через турбину примерно на 3 % больше рас хода воздуха через компрессор в результате сгорания топлива в цилиндрах двигателя.

M T 1,03 M k. (12.20) Наружный диаметр колеса турбины принимаем равным диа метру колеса компрессора D1 T D2 K. Поэтому окружные скорости на входе в колесо турбины и выходе из колеса компрессора будут равны U 1 T U 2 K. Частота вращения колеса компрессора равна частоте вра щения колеса турбины n K nT. Так как колесо турбины и колесо компрессора закреплены на одном валу, то их мощности равны друг другу N T N K.

По конструктивному исполнению турбины бывают активные, реактивные и комбинированные. Степень реактивности турбины ха рактеризует распределение энтальпии между сопловым аппаратом и рабочим колесом. У активных турбин вся подведенная энергия вы хлопных газов преобразуется в кинетическую энергию (скорость) в сопловом аппарате. Примером активной турбины может послужить колесо мельницы, приводимое во вращение потоком воды.

У реактивных турбин скорость газа увеличивается в каналах ра бочего колеса (они выполняются в виде сужающих каналов) и там же срабатывается.

Для упрощения расчетов принимаем турбину активную. В такой турбине перепад энтальпии переходит в энергию скорости в сопловом аппарате. Площади входа в колесо турбины и на выходе равны друг другу.

12.2.2 Мощность на валу турбины определяется из выражения N T H T M T T, (12.21) где H T располагаемый перепад энтальпии, Дж/кг (энтальпия H T C p T ) – это энергия, связанная с данным состоянием газа – температурой, давлением, скоростью);

T – эффективный КПД тур бины (0,70,8).

12.2.3 Исходя из равенства N T N K, необходимый перепад энтальпии в турбине вычисляется по формуле M K Lад HT. (12.22) ад Т М Т Для более полного срабатывания энергии выхлопных газов тур бина может выполняться комбинированной (на половину активной и реактивной). У реактивной турбины площадь выхода меньше площа ди входа в колесо. Это позволяет увеличивать скорость газа в межлопаточных каналах и преобразовать ее в энергию давления.

1* 2* 3* С – абсолютная скорость;

W – относительная скорость;

U окружная скорость Рисунок 12.6 – План скоростей на входе в колесо турбины и на выходе При входе газа в улитку 1* турбины (площадь входа в турбину принимается равной площади на входе в компрессор) он обладает энергией скорости, температурой и давлением (рисунок 12.6). Темпе ратура и давление газа переходят в энергию скорости в результате уменьшения сечения в выходной части соплового аппарата. Сопловый аппарат 2*, образованный лопатками, закрепленный на неподвижном диске, служит для оптимального направления потока газа на лопатки колеса турбины и преобразования энергии газа в кинетическую энер гию. Для автоматического регулирования сопловый аппарат иногда выполняется с поворотными лопатками. Это позволяет изменять угол входа потока газа на лопатки колеса турбины и ее мощность.

Турбина работает за счет кинетической энергии (скорости) вы хлопных газов двигателя. Поступая на криволинейные лопатки колеса турбины 3*, поток газа обтекает их, меняет направление движения, создавая силу. Сила действует на плечо, образуя крутящий момент. В результате этого колесо турбины и компрессора приводятся во вра щательное движение.


На рисунке 12.6 показан план скоростей на входе в колесо (точка 1) и выходе из него (точка 2). Газ выходит из колеса по средне му диаметру (расчетный вектор скорости).

Сопловый аппарат турбины неподвижный, поэтому в нем не со вершается работа. Теплообмен с внешней средой за короткий проме жуток времени очень мал, и им пренебрегаем (процесс считаем адиа батным).

12.2.4 Уравнение энергии для входного и выходного каналов соплового аппарата турбины примет вид W12 W С Р Т1 СР Т 2, (12.23) 2 где Т и W – температура и скорость газа в каналах соплового аппарата.

Предположим, что энергия скорости на выходе из соплового ап парата W2 полностью срабатывается (тормозится) и переходит в энер гию давления. Тогда уравнение (12.23) можно записать в виде W C P T1 T2.

12.2.5 Обозначив C P T1 T2 через перепад энтальпии H T, а скорость W через адиабатную скорость истечения САД, получим C АД 2 H T. (12.24) Средний диаметр на выходе из турбины делит площадь на две Dcp, D2 T 0,7 0,8 D1T, где равные части: Dcp 0,7 D2T, Rcp D2 T – наружный диаметр колеса турбины на выходе. Угол выхода газа из соплового аппарата 1 лежит в пределах 15250.

12.2.6 Радиальная и окружная составляющие абсолютной адиа батной скорости на входе в колесо С АД.R С АД sin1, С АД.U С АД cos1. (12.25) На выходе из рабочего колеса температуру газов принимают T2 0,8 0,9 T0, ( T0 – температура газа на входе в турбину).

Ширина лопаток на входе в колесо турбины находится из выра жения MT b1.

D1T 1 C АД.R 12.2.7 Полезная работа 1кг газа на лопатках колеса (Дж/кг):

L U U1T C АД.U U cp Ccp, (12.26) где U1 – окружная скорость на входе в колесо турбины, при равенстве наружных диаметров колес турбины и компрессора U1 T U1 K ;

Uср– окружная скорость на среднем диаметре выхода газа из турбины U cp Rcp ;

Сср – скорость выхода газа на среднем диаметре (выход ная скорость газа из турбины 50 100 м/с).

Выражение (12.26) получено на основе импульса силы (количе ства движения) F t m C1 C2. (12.27) Разделив левую и правую части уравнения (12.27) на время t, получим F M C1 C2, (12.28) где F – сила, действующая на лопатки колеса, Н;

М – массовый расход газа, кг/с;

С1 и С2 – абсолютные скорости на входе в колесо турбины и выходе из него, м/с.

Окружная сила Fu, вращающая колесо турбины, находится из выражения Fu M C1u C2u, (12.29) где C1u и C2u – окружные составляющие абсолютной скорости на вхо де и выходе из колеса.

Мощность N Fu u, (12.30) где u – окружная скорость, м/с u R.

Работа одного килограмма газа на участке от входа до выхода из колеса турбины (работа, затраченная на вращение колеса, окружная работа) N Lu, M C1 cos 1 U 2 T C2 cos 2, (12.31) L u U1T C1u U 2 T C2u U1T где 2 – угол выхода газа из колеса турбины или угол между векто рами окружной и абсолютной скоростью на выходе (85950).

12.2.8 Окружной КПД турбины оценивает эффективность рабо ты газа на колесе без учета потерь энергии, равен 0,80,9.

Lu 0. (12.32) HT Внутренний КПД турбины есть отношение затраченной работы к подведенной (с учетом всех потерь). Он достигает 0,70,8. К поте рям энергии следует отнести потери, связанные с перетеканием газа через зазоры между колесом турбины и корпусом, а также потери на вихреобразование и трение в каналах колеса. Потери энергии в колесе составляют примерно 10 % от работы газа на колесе турбины Lu.

12.2.9 Внутренний КПД турбины 0,9 Lи B. (12.33) HT 12.2.10 Эффективный КПД турбины (полный) достигает 0,70, и определяется из выражения Т В М, (12.34) где М – механический КПД, учитывает потери энергии на трение в подшипниках скольжения, равен 0,960,98.

12.2.11 Мощность на валу турбины, кВт:

H T M T T NT. (12.35) Мощность турбины должна быть равна мощности компрессора (допускается расхождение не более 5 %).

12.2.12 Общий КПД турбокомпрессора достигает значения 0,5–0,6 и находится по формуле об ад Т. (12.36) Более подробно методика расчета колеса компрессора и турби ны приведена в работе [27].

Определив основные размеры колеса компрессора и турбины, соплового аппарата компрессора (диффузора) и турбины, КПД, вы брав схему подвода газа к турбине и автоматическое регулирование, завод-изготовитель, выбирают марку турбокомпрессора, проводят ис пытание (доводку) на двигателе и внедряют в производство.

В таблице 12.1 приведены технические характеристики отечест венных турбокомпрессоров (компрессора и турбины).

Турбокомпрессоры ТКР-5,5 выпускаются с регулирующим клапаном, что позволяет изменять мощность на валу турбины путем перепуска газов мимо рабочего колеса [14].

Наряду с отечественными турбокомпрессорами в двигателях применяют и зарубежные. Из зарубежных представляет интерес тур бокомпрессоры фирмы ККК (Kuhnle, Kopp Kausch – Германия, Фран ция, США). Фирма выпускает ряд турбокомпрессоров (КО, К1, К2, К3, К4, К5) с подачей воздуха от 0,02 до 2 кг/с и степенью повышения давления от 1,5 до 4 для двигателей мощностью от 20 до 1000 кВт.

Турбокомпрессоры имеют высокий КПД и автоматическую систему регулирования. Широкое применение получили системы с перепус ком газа мимо турбины.

Таблица 12.1 – Параметры турбокомпрессоров предприятия «Воронежский механический завод»

Техническая ТКР-5,5 ТКР-5,5 ТКР 5,5 ТКР-7 ТКР - характеристика Н-5 С-1 С-3 Н-1 С-2 и С- Компрессор 1 Номинальный диаметр колеса, мм 521 521 541 751 2 Максимальный КПД, не менее, % 70 70 70 75 Турбина 1 Номинальный 501 501 531 751 диаметр колеса, мм 2 Максимальный 60 60 60 70 КПД, не менее, % 3 Максимальная подача воздуха 0,1 0,11 0,15 0,15 0, компрессором, кг/с 4 Максимальная степень повышения 1,9 2,1 2,1 1,9 2, давления, к 5 Частота вращения 150000 150000 130000 110000 ротора, мин - 6 Масса ТКР, кг 5,0 5,0 5,0 9,5 15, 7 Область примене- ГАЗ- ГАЗ - Д-440 Д-461, ВАЗ ния, мощность 560 562 (100) В- 3431(60) двигателя, кВт (70) (90) (175-300) Таким образом, в данном разделе:

1 Дана методика расчета центробежного компрессора и центрост ремительной турбины, позволяющая производить выбор турбоком прессора для наддува двигателя внутреннего сгорания, форсированно го по мощности. Эффективность турбокомпрессора оценивается мак симальным значением КПД компрессора и турбины.

2 В приведенной методике расчета давление в каналах компрессо ра определяется по изменению скорости и температуры газа. В основу расчета центростремительной турбины положены газодинамические функции параметров торможения газа.

3 Рассмотрен выбор прототипа турбокомпрессора по требуемой подаче воздуха и степени повышения давления, что позволяет опреде лить наружный диаметр колеса компрессора, турбины и технические данные турбокомпрессора.

4 Приведены характеристики отечественных и зарубежных турбо компрессоров, применяемых в современных двигателях.

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 проточ ной 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?

10. Порядок расчета центростремительной турбины.

13 Основы расчёта теплообменных аппаратов 13.1 Основные формулы теории теплообмена Для нормальной работы поршневой группы, других механизмов и систем двигателя внутреннего сгорания необходимо до 30 % тепло ты, которая выделяется при сгорании топлива, отводить в систему ох лаждения. Основным теплообменным аппаратом является радиатор, который рассеивает теплоту в окружающую среду. Охлаждение ра диатора происходит потоком холодного воздуха, перемещаемого вентилятором.

Большинство современных двигателей имеют систему газотур бинного наддува, которая служит для повышения давления воздуха в цилиндре двигателя, что позволяет увеличить подачу топлива и мощ ность двигателя. При сжатии воздуха в каналах центробежного ком прессора его температура повышается, что приводит к снижению плотности. Для охлаждения воздуха применяют теплообменники типа «воздух-воздух» или «воздух-жидкость».

13.1.1 Основные понятия. В теории теплообмена следует раз личать три категории понятий:

– свойство материи (объективную реальность) – тепловое (ха отическое) движение, или тепло, которое переносится в пространст ве;

– физическую величину (предмет из мира идей), которая не может переноситься в пространстве, – количество тепла (количество переданного хаотического движения), или теплоту Q;

– процесс переноса тепла (ХД) – теплообмен [36].

Смешение этих понятий затрудняет изучение теории теплообмена.

В зависимости от вида частиц – носителей движения – и осо бенностей их перемещения в пространстве различают три элемен тарных способа переноса тепла (ХД): теплопроводность, конвекцию и тепловое излучение.

Теплопроводность – способ переноса тепла (ХД) в однородной среде частицами этой среды без результирующего переноса вещест ва в направлении переноса тепла. Теплопроводность в подвижной среде обусловлена движением молекул этой среды, в электропровод ных телах – электронами, в диэлектриках – фононами – виртуальными (возможными) частицами, ответственными за силы взаимодействия в неэлектропроводных телах.

В чистом виде теплопроводность имеет место в твёрдых телах и неподвижных слоях жидкости и газа.

Конвекция (конвекция, от лат convection – перенос, доставка) – способ переноса тепла (ХД) в подвижной среде за счёт макроскопи ческого переноса этой среды из области с одной температурой в об ласть с другой температурой. Конвекция имеет место в движущихся средах (жидкостях, газах, сыпучих средах, плазме).

Тепловое излучение – способ переноса тепла (ХД) с помощью электромагнитных волн, возбуждаемых молекулами горячего тела и поглощаемых молекулами холодного тела. В чистом виде теплообмен излучением имеет место в вакууме (космосе).

Совместные способы переноса тепла. Разделение на элемен тарные способы переноса тепла (теплопроводность, конвекцию и из лучение) производится в основном из методологических соображе ний. В действительности же перенос тепла зачастую осуществляется сразу несколькими способами Совместный перенос тепла конвекцией и теплопроводностью называется конвективным способом переноса тепла (конвективным теплообменом).

Процессы переноса тепла. В зависимости от места, где рас сматривается теплообмен, и особенностей переноса тепла различают три процесса теплообмена – теплоотдачу, теплопроводность и теп лопередачу (рисунок 13.1).

Теплоотдачей называется процесс теплообмена между жидко стью и стенкой (1-2 и 3-4). В общем Т Тж случае под теплоотдачей понимается Тс1 Тс2 теплообмен на границе раздела под Тж2 вижной среды с другой средой (твёрдой k или жидкой), например, на поверхности раздела газ-жидкость, текучая среда – 1 1 2 3 2 твёрдая стенка или двух несмешиваю щихся жидкостей.

Теплопроводностью называется Теплопроводность х Рисунок 13.1 – Процессы процесс переноса тепла по самой стенке (2-3).

переноса тепла Теплопередачей называется про цесс переноса тепла от горячей жидкости к холодной через разделяю щую их стенку или перегородку (1-4).

13.1.2 Основные величины теории теплообмена и их обозна чение. В теории теплообмена в качества основных рассматриваются величины, отнесённые ко времени. Такие величины принято называть потоками соответствующих величин.

Потоком энергии называется отношение элементарной энергии E, характеризующей малую порцию движения, переданного через границу системы за малый промежуток времени dt, к этому проме жутку времени [ Et ] = [E]/[t] = 1 Дж/с = 1Вт.

E Et E / dt, Тепловым потоком, или потоком теплоты называется поток энергии, характеризующий интенсивность переноса движения в хао тической форме или, иначе, отношение элементарной теплоты Q, ха рактеризующей порцию движения переданного в ХФ через какую-либо поверхность системы, к элементарному промежутку времени dt (Вт) Ф EХФ Q / dt. (13.1) Тепловой поток численно равен количеству тепла, проходящего через нормально расположенную поверхность в единицу времени.

Поскольку сила определяется как отношение элементарного импульса K (mc ), характеризующего малую порцию упорядо ченного движения переданного к телу за малый промежуток времени dt, к этому промежутку времени, то и её следует рассматривать как поток импульса, Н [37] F K /dt (mc ) /dt K K t.

Закон сохранения массы для открытой системы dm mi dm /dt mi / dt mi mрез или можно сформулировать так: скорость изменения массы внутри от крытой системы равна результирующему потоку массы.

Закон сохранения импульса (второй закон Ньютона) для тела постоянной массы2 dK Ki или dK /dt d(mc ) /dt ma Ki /dt Fi Fрез K рез можно сформулировать так: скорость изменения импульса тела равна результирующей силе, действующей на тело (результирующему по току импульса).

Поверхностная плотность теплового потока, или плотность теплового потока (точнее модуль плотности теплового потока) – от ношение теплового потока Ф, характеризующего интенсивность пе реноса движения в ХФ через элементарную поверхность, располо В квадратных скобках указывается единичное значение физической вели чины или сокращённо – единица физической величины.

Вывод уравнения закона сохранения импульса (ВЗН) для тела переменной массы дан в работе [37].

женную перпендикулярно направлению теплового потока, к площади A этой поверхности (Вт/м2) Ф/A. (13.2) Поверхностная плотность теплового потока численно равна те пловому потоку, равномерно распределённому на поверхности еди ничной площади.

Аналогичным образом, давление есть не что иное, как поверх ностная плотность потока импульса (Па) p F /A, где F – элементарная сила (поток импульса), действующая нормаль но элементарной площадке площадью A.

Мощностью называется поток энергии, характеризующий ин тенсивность переноса движения в упорядоченной форме или, иначе, отношение элементарной работы W, характеризующей порцию дви жения переданного в упорядоченной форме (УФ) через границу сис темы, к элементарному промежутку времени (Вт) P N EУФ W / dt.

Массовым расходом, или потоком массы называется отноше ние элементарной массы m вещества, прошедшего через открытые границы системы за малый промежуток времени dt, к этому проме жутку времени (кг/с) m mt m / dt c Aсеч, (13.3) – плотность теплоносителя, кг/м3;

c – скорость потока, м/с;

где Aсеч – площадь проходного сечения канала, м2.

В частном случае, если изменение массы внутри системы про исходит только за счёт одного потока, то изменение массы системы будет равно подведённой массе вещества (dm = m ) и выражение (13.3) принимает частный вид m mt dm / dt (13.4) Объёмным расходом называется отношение элементарного объёма V вещества, прошедшего через открытые границы системы, к элементарному промежутку времени dt (м 3/с) V Vt V / dt. (13.5) Между объёмным и массовым расходами существует очевидная связь V m /. (13.6) Для приведения объёмного расхода к нормальным физическим условиям V0 необходимо плотность взять при НФУ 0 :

V0 m / 0 (13.7) Применительно к машинам, служащим для создания потоков вещества (насосам, компрессорам, вентиляторам и др.), массовый рас ход принято называть массовой подачей, а объёмный расход – объём ной подачей. Термины «производительность» (массовая или объём ная) насоса, компрессора применять не рекомендуется, так как они ничего не производят.

13.1.3 Основные уравнения теплообмена. Согласно рисунку 13.1 процесс теплопередачи 1-4 включает в себя следующие процес сы переноса тепла: теплоотдачу 1-2 от горячей жидкости к стенке, теплопроводность 2-3 по самой стенке и теплоотдачу 3-4 от стенки к холодной жидкости. В случае стационарного теплообмена и отсутст вия потерь тепла в окружающую среду тепловой поток во всех про цессах сохраняет своё значение и выражается следующими уравне ниями:

Ф Ф12 1 (Т ж1 Т с1 ) A ;

теплоотдача 1- теплопроводность 2-3 Ф Ф 23 ( /)(Т с1 Т с2 ) А ;

Ф Ф34 2 (Т c2 Т ж2 ) A ;

теплоотдача 3- Ф Ф14 k (Т ж1 Т ж2 ) A, теплопередача 1- где – толщина стенки, м;

– теплопроводность материала стенки, Вт/(м.К);

1 и 2 – коэффициенты теплоотдачи соответственно со стороны горячего и холодного теплоносителя Вт/(м2.К);

k – коэффи циент теплопередачи, Вт/(м2.К), который для плоской стенки (а также для цилиндрической стенки при (d2/d1) 2) определяется по формуле.

k 1/(1/1 / 1/ 2 ). (13.8) Теплопроводность материала зависит от свойств самого мате риала и его температуры f (T ) и определяется по таблицам. Коэф фициент теплоотдачи является в общем случае сложной функцией формы канала, размеров l, например, диаметра d, температур стенки Tc и жидкости Tж, скорости жидкости c и её физических свойств – теплопроводности, теплоёмкости cp, плотности, динамической и кинематической вязкости и ряда других факторов:

f [(c,l,), (, cp, ), Tc, Tж, T,,...].

Эту зависимость между размерными величинами можно суще ственно упростить, представив её в виде зависимости между безраз мерными величинами. Методом анализа размерностей величины, вхо дящие в это уравнение, можно сгруппировать в виде следующих без размерных комплексов – чисел или критериев подобия:

cl c l f (, p, gTl 3 / 2,..).

Обозначая эти комплексы соответствующими символами, полу чим критериальное уравнение конвективного теплообмена для общего случая свободно-вынужденного движения капельной жидкости Nu f (Re, Pr, Gr, Prж /Prc ). (13.9) Числа подобия – безразмерные комплексы, составленные из величин, характеризующих данное явление. Согласно первой теореме подобия – подобные процессы имеют одинаковые числа (критерии) подобия.

Числа подобия принято обозначать первыми двумя буквами фа милий учёных, внёсших значительный вклад в исследования в облас ти гидродинамики и теории теплообмена, например, Re (Reynolds), Nu (Nusselt) и др.

Для процессов теплоотдачи режим движения жидкости имеет очень большое значение, т. к. им определяется механизм переноса тепла.

Режим движения определяется по значению числа Рейнольдса cd cl Re. (13.10) При ламинарном режиме ( Re 2300 ) перенос движения в на правлении нормали к стенке в основном осуществляется путем тепло проводности. При турбулентном режиме ( Re 2300 ) перенос тепло вого движения осуществляется путем теплопроводности лишь в вяз ком подслое, а внутри турбулентного ядра перенос осуществляется путём интенсивного перемешивания (конвекции) частиц жидкости.

Интенсивность теплообмена при турбулентном режиме значительно выше, чем при ламинарном режиме. Число Рейнольдса является опре деляющим критерием при рассмотрении теплообмена при вынужден ной конвекции.

Число Нуссельта является определяемым (зависимым) в кри териальном уравнении (13.9) числом подобия;

оно характеризует интенсивность теплоотдачи в пограничном слое потока у стенки (из этого числа определяется коэффициент теплоотдачи ):

d Nu, (13.11) где d – диаметр трубы, м;

– теплопроводность жидкости (воздуха), выбирается в зависимости от температуры, Вт/(м.К).

cp Pr Число Прандтля (13.12) является теплофизической характеристикой теплоносителя.

Число Грасгофа характеризует относительную эффектив ность подъёмной силы, вызывающей свободно-конвективное движе ние среды g Td Gr, (13.13) g – ускорение свободного падения, м/с2;

где – температурный коэффициент объемного расширения среды, 1/К (для газов = 1/Тж);

T Tc Tж – характерный температурный напор, К;

d – диаметр трубы. м;



Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |   ...   | 7 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.