Разработка метода проектирования проточных частей радиально-осевой турбины комбинированного двигателя внутреннего сгорания

В настоящее время можно констатировать, что газотурбинный наддув дизелей нашел повсеместное применение в комбинированных двигателях внутреннего сгорания. Однако использование надувочного агрегататурбокомпрессора в поршневых двигателях породило ряд проблем. Одна из главных — проектирование проточных частей турбины, работающей в специфических нестационарных условиях. Следует отметить, что теория турбомашин хорошо разработана только лишь для стационарного обтекания лопаток и не приспособлена для турбин комбинированных двигателей внутреннего сгорания.

Также хорошо известно, что проточная часть турбины оказывает существенное влияние не только на систему наддува, но и на эффективность комбинированного поршневого двигателя в целом. Причем по степени влияния на эффективность поршневых двигателей, газотурбинный наддув оказывает самое существенное влияние по сравнению с другими системами ДВС. Это хорошо иллюстрируют уже ряд выполненных работ [20,40,58,70,71,72,93,96,106], показывающих, что за счет изменения геометрии проточной части турбины можно добиться снижения удельного эффективного расхода топлива на 4 — 6 г/кВт.ч на номинальном режиме. Необходимо отметить, что и это далеко не окончательный результат, так как в выполненных исследованиях полученный эффект базируется на интуитивном подходе при воздействии на геометрию проточной части турбины. Такой подход, как известно, узаконен среди специалистов в области двигателей внутреннего сгорания.

Принимая вышеизложенное, необходимо констатировать, что в практике проектирования комбинированных двигателей при совершенствовании проточной части турбины возникают следующие проблемы:

1. Математические модели расчета турбинной ступени на среднем радиусе в силу принятых упрощающих допущений не позволяют в полной мере описать физику процесса течения в проточной части. Это обстоятельство не позволяет найти связь газодинамического потока с геометрией проточной части турбины, что вынуждает конструкторов использовать интуитивные методы проектирования.

2. Невозможность решения системы уравнений описывающих физику пространственного нестационарного потока в криволинейной системе координат связанной с проточной частью привело специалистов к созданию метода ЦНИДИ. Однако, этот метод оперирует интегральными характеристиками, что не позволяет выйти на задачу синтеза проточной части.

3. Разработанные в настоящее время пространственные методы расчета [34,98−103,108,122,124−126,141], в силу принятых упрощающих допущений, позволяют получить физическую картину структуры потока только при стационарном обтекании лопаток, на расчетном или близком к нему режимах. Отсутствуют аналитические методы расчета отрыва потока.

4. Существующие в настоящее время современные пакеты прикладных программ ориентированные на турбомашиностроение, такие например как ANSYS/CFX, недоступны в силу их дороговизны и представляют собой своего рода черный ящик, так как заложенные в них математические модели, а также упрощающие допущения являются скрытой информацией.

5. Экспериментальные исследования по работе турбины в условиях нестационарного потока КДВС, представленные профессором А. Э. Симеоном содержат важную информацию, но концептуально не проработаны, что потребует определенных усилий по принятию ряда положений по отработке комплексного подхода при проектировании проточных частей.

6. Несмотря на обилие расчетных методик по определению потерь, до настоящего времени нет четкой аргументации в практическом их использовании.

7. Разработанные в ЦНИДИ геометрические методы построения межлопаточных каналов основаны на экспериментальных исследованиях и носят чисто интуитивный характер.

На основании вышеизложенного, была предложена попытка объединить все положительные стороны существующих математических моделей и методов расчета и проектирования, подойти комплексно к проектированию радиально-осевой турбины работающей в условиях нестационарного потока системы наддува КДВС.

В связи с поставленной целыо были определены следующие задачи:

1. Систематизировать математические модели для расчета потерь работоспособности газодинамического потока в проточной части и адаптировать их к расчету характеристики радиально-осевой турбины турбокомпрессорного ряда ТКР-14 на базе модели, на среднем радиусе.

2. Используя современные методы трехмерного твердотельного компьютерного моделирования создать твердотельную модель рабочего колеса.

3. Решить проблемные вопросы применения математической модели расчета квазитрехмерного потока Я. А. Сироткина по отработке технологии проектирования радиально-осевой турбины турбокомпрессорного ряда ТКР-14.

4. На стенде для экспериментальных исследований, имеющемся на кафедре ДВС произвести проверку адекватности расчета характеристик турбины и адекватности расчета полей скорости на выходе из турбины.

5. Предложить концептуальный подход к проектированию проточных частей радиально-осевой турбины базируясь на экспериментальных исследованиях профессора А. Э. Симеона.

6. Объединить вышеперечисленные математические модели и разработанную на кафедре ДВС математическую модель расчета нестационарных процессов в разветвленных системах выпуска в комплексный подход.

7. Базируясь на физической природе работы турбины в условиях нестационарного потока в КДВС, расшифрованной профессором А. Э. Симеоном, включить ее концептуально в комплексный подход и провести широкий цикл исследований направленных на совершенствование проточной части турбины турбокомпрессора ТКР-14.

Основные результаты работы обсуждались на научно-технических семинарах кафедры «Двигатели внутреннего сгорания» Хабаровского государственного технического университета (1998 г., 1999 г., 2000 г.), в отделе главного конструктора завода «Дальэнергомаш» (г. Хабаровск, 1999 г), на конкурсе молодых ученых и аспирантов в области технических наук, посвященном 275-летию Российской академии наук (г. Хабаровск, 1999 г.), на конкурсе научных работ по инженерным наукам среди молодых ученых, посвященном празднованию 10-летия Инженерной академии Российской Федерации (г. Хабаровск, 2000 г.), на международной научно-технической конференции «Автомобильный транспорт Дальнего Востока 2000» (г. Хабаровск 2000 г.), на семинарах кафедр Э-2 и Э-3 МГТУ им. Н. Э. Баумана (г. Москва, 2000 г.), в СКБ газовых турбин Уральского турбомоторного завода (г. Екатеринбург, 2000 г.), на 6-м международном симпозиуме, посвященном научно-техническим проблемам Дальневосточного региона (г. Харбин, КНР, 2000 г.), на международной научно-технической конференции «Двигатель 2002» (г. Хабаровск, 2002 г.), на региональном научно-техническом семинаре по проблемам в области двигателей внутреннего сгорания (г. Хабаровск, ХГТУ 2003 г.), на научно-техническом семинаре по проблемам механики машин (г. Хабаровск, ХГТУ 2005 г.), на международной научно-технической конференции «Двигатель 2008» (г. Хабаровск, ДВГУПС 2008 г.).

Автор считает своим долгом выразить искреннюю благодарность своему научному руководителю, без которого никогда не состоялась бы данная научная работа, заведующему кафедрой «Двигатели внутреннего сгорания» Тихоокеанского государственного университета д.т.н профессору Лашко В. А., за оригинальный подход к консультациям по вычислительным методам доценту Ряйсянену А. Г., а также за неоднократное бурное обсуждение подходов к выполнению настоящей работы и ценные советы по ней доценту кафедры «Двигатели внутреннего сгорания» Васильеву Л. А., к сожалению безвременно ушедшему.

1. ПРОБЛЕМЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ РАДИАЛЬНО-ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ ТУРБОКОМПРЕССОРА КОМБИНИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ.

Влияние параметров проточной части турбины на эффективные показатели КДВС.

Проблема повышения удельной мощности, улучшения экономических показателей КДВС в огромной степени зависит от эффективной реализации работоспособности выпускных газов в турбине. Как известно эффективность турбины, в значительной степени определяется геометрией проточной части.

Как показывают многочисленные исследования.

20,40,58,70,71,72,93,96,106] повышение КПД турбины может существенно повысить эффективные показатели дизеля с турбонаддувом.

В работе [40] предпринята попытка на тракторах Т-130 оборудованных четырехцилиндровым дизелем Д-130 с импульсной системой наддува, ликвидировать повышенную вибрацию лопаток рабочего колеса турбины, вызванной парциальностыо подвода газов к рабочему колесу. В результате была предложена конструкция безпарциальной импульсной турбины рис. 1.1. Характерной особенностью этой турбины является то, что корпус турбины сделан с двумя каналами, через которые газ из отсеков разделенного выпускного коллектора двигателя подводится равномерно по всей окружности рабочего колеса попеременно двумя потоками по высоте лопаток. В процессе исследований снимались сравнительные нагрузочные характеристики двигателя с серийной и экспериментальной турбинами. Как показали результаты испытаний (рис. 1.2), установка новой турбины снижает давление наддува рчто привело к снижению расхода воздуха Ge и вызвало повышение температуры выпускных газов перед турбиной Г j и соответственно увеличение удельного эффективного расхода топлива Ье.

Рис. 1.1. Конструктивная схема экспериментальной турбины: 1-рабочее колесо- 2-корпус турбины- 3-сопловой аппарат.

Принимая во внимание полученный отрицательный эффект, авторы работы [40] решили уменьшить сечение соплового аппарата Fca на 5%, что дало возможность на некоторых режимах сравнять показатели со штатной турбиной, а на некоторых даже улучшить.

Следует отметить, что предложенная конструктивная схема турбины, несмотря на равномерный подвод газа по всей окружности рабочего колеса приводит к неравномерности поля скоростей по высоте лопатки рабочего колеса, принимая во внимание разность давлений в подводимых каналах. Недостаточно исследован эжекционный эффект, который будет наблюдаться на срезе каналов, через которые газ подводится к рабочему колесу. На наш взгляд авторы пытались интуитивно улучшить эффективные показатели двигателя за счет конструктивной части соплового аппарата турбины, а необходимо было тщательно разобраться с газодинамикой процесса, как в сопловом аппарате турбины, так и в целом в выпускной системе КДВС.

Tg! Q? f Gi, кг/с a) 6).

Рис. 1.2. Нагрузочные характеристики двигателя Д-130 а) п=950 мин" 1- б) и=1250 мин" 1: — серийный турбокомпрессор ТКР-11Н-экспериментальный турбокомпрессор- • • - экспериментальный турбокомпрессор с корректировкой проходного сечения соплового аппарата.

Как показали авторы работы [96] на двигателе Д-50 с турбокомпрессором ТК-30, повышение КПД турбокомпрессора rjTK с 0.44 до 0.53, наряду с увеличением давления наддува и коэффициентом избытка воздуха, приводит к снижению удельного эффективного расхода топлива Ье на 5−7 г/кВт. ч. В двухтактных дизелях с газотурбинным наддувом увеличение КПД турбокомпрессора т]тк с 0.47 до 0.54 наряду с увеличением давления в продувочном ресивере с 0.17 до 0.19 МПа обеспечило также значительное увеличение экономичности дизеля на 8 г/кВт. ч (рис. 1.3).

Рис. 1.3. Зависимость основных параметров дизеля 9Д100 с комбинированным наддувом (режим Ре = 2206 кВт., п — 850 мин" 1) от сечения сопел газовой турбины.

К сожалению, в данном экспериментальном исследовании не приведено информации о том, каким образом изменялась площадь проходного сечения соплового аппарата Fca, которая может меняться одним из следующих способов:

1. При осевой турбине — подгибом лопаток или заменой соплового аппарата;

2. При радиально-осевой турбине — поворотом лопаток или заменой соплового аппарата.

Как видно из рис. 1.3 кривая удельного эффективного расхода топлива Ье не имеет экстремума, это говорит о том, что необходимо провести дополнительные исследования с целью нахождения оптимальной площади проходного сечения соплового аппарата Fca.

Результаты [96] проведенных фирмой Фербенкс-Морзе испытаний шестицилиндрового двухтактного дизеля размерности 20.5/25 с импульсным наддувом свидетельствуют о наличии оптимальной величины сечения сопелпри сечениях, меньших оптимального, снижение эффективности системы газотурбинного наддува компенсируется положительным влиянием повышения давления наддува (рис. 1.4).

Pb’Pgl.

МПа 0.23.

0.21.

0.19 ъ.

Л1 птк, мин 17 000.

Т 1.

110 1% 118 .122 126 130.

FcaxlO'4,M2.

Рис. 1.4. Зависимость параметров шестицилиндрового двухтактного дизеля Фербенкс-Морзе (Ре = 412кВт, п = 900мин~^) от сечения сопел газовой турбины.

В работе [93] приведены результаты исследования по выбору проходного сечения турбины двигателя Д 6−250 ТК (6 ЧН 15/18). Наддув двигателя осуществлялся свободными турбокомпрессорами ТКР-14−2 и турбокомпрессором ТКР-14Р конструкции ЦНИДИ с регулируемым сопловым аппаратом. На дизеле была применена импульсная система подвода газов к турбине с разделенным выхлопным коллектором. В обоих случаях изменение проходного сечения турбины достигалось за счет изменения площади соплового аппарата Fca: в первом случае — путем установки сопловых аппаратов с разным проходным сечением сопел, а во втором путем поворота сопловых лопаток.

По результатам исследований по первому направлению можно констатировать (рис. 1.5):

— Величина площади сечения соплового аппарата Fca в значительной степени оказывает влияние на увеличение противодавления за турбиной при отсутствии разряжения перед компрессором;

— Уменьшение проходного сечения соплового аппарата турбины повышает давление газов перед турбиной, что вызывает рост давлений наддувочного воздуха и значений максимальных давлений сгорания;

— Температура выхлопных газов понижается во всех случаях при уменьшении проходного сечения соплового аппарата. Результаты исследований показали, что при неизменном рабочем колесе можно подобрать оптимальную площадь сечения соплового аппарата, при которой удельный эффективный расход топлива будет минимальным.

На втором этапе исследований, площадь проходного сечения соплового аппарата изменялась за счет поворота лопаток (рис. 1.6). Следует отметить, что при повороте лопаток в сторону уменьшения угла выхода потока а, увеличивается радиальный зазор, что приводит к дополнительным потерям энергии от утечек газа в радиальном зазоре. К сожалению, авторами работы не приведено данных о профиле сопловых лопаток, углах их установки, а также данных по изменению радиального зазора. Необходимо отметить, что при настройке турбокомпрессора на определенный режим работы двигателя, наибольшей эффективности можно добиться путем подбора соплового аппарата с оптимальной площадью проходного сечения, а не поворотом сопловых лопаток.

РтаХ’МПа.

9 8 Р.

1.9 1.7 1.5 рь, МПа 0,09 0,08 0,07 0,06 0,05.

Т с gl' с.

700 650 600 550.

Ье, г/кВт ч 231.

217 20%.

Рmax.

—1 m в — ч i—— i R i.

H.

— AH.

Л—- д. ^— 1 L——.

Ph «A. и.

—-4 ——-L — л k-^ t— —" '0 h e Л ,.

А— дД-<6 -fv k- —*.

IX и.

•.

28 30 32 34 36 38 Fmx10, M.

Рис. 1.5. Характеристика по влиянию проходного сечения турбины Fca на параметры двигателя ЧН 15/18 (режим Рте 0,95МПап = 1700мин —о— - без разрежения и противодавления- — х—-разрежение 700 мм вод. ст., противодавление 600 мм вод. ст.;

А—разрежение 1200 мм вод. ст., противодавление 1200 мм вод. ст.

Рта, МПа.

Рис. 1.6. Изменение параметров двигателя ЧН 15/18 в зависимости от проходного сечения соплового аппарата (Fca меняется путем поворота сопловых лопаток) турбины: —о— режим: рте=0,92МПап = 1700мин~^- —х— - режим: рте = МПап = 1700лшн—^.

Авторами работ [70,71] представлены результаты экспериментального исследования влияния площади проходного сечения соплового аппарата турбины турбокомпрессора судового двигателя «Ланг» эксплуатировавшегося на теплоходе «Кихелькона». На основании проведенного цикла расчетных исследований было решено уменьшить площадь проходного сечения соплового аппарата на 16% (один канал в каждом сегменте заглушили). Результаты испытаний показали, что при одинаковой мощности двигателя, после глушения части сопел давление наддува увеличилось на 0.005 МПа, что соответствует увеличению степени повышения давления в компрессоре тгк на 4%. Степень расширения газа в турбине возросла на 0.9%, КПД компрессора увеличился на 5%. Увеличение КПД компрессора и расхода воздуха привело к снижению температуры выхлопных газов перед турбиной на 2%, а удельного расхода топлива на 3%.

Необходимо отметить, что глушение части каналов соплового аппарата приводит к увеличению парциальности впуска и, следовательно, увеличивает вентиляционные потери. Следует констатировать, что данный подход является слишком грубым. Пытаясь перераспределить расход газа в сопловом аппарате, авторы не уделяют внимания совершенствованию геометрии проточной части.

В статье [20] представлены результаты экспериментального исследования по влиянию различных технологических факторов в условиях массового производства на проходные сечения соплового аппарата турбины турбокомпрессора ТКР-11 двигателя СМД-17КН. Технологические факторы определяющие разброс параметров проточных частей, но ограниченные высотой сопловых лопаток турбины, изменяют предельные значения суммарного проходного сечения Fca от 8.928 • Ю-4 м2 до 9.985 ¦ Ю-4 л2. Были выбраны четыре сопловых аппарата с суммарными проходными сечениями Fca = 8.55 ¦ ~4 м2, Fca =9.05-~4м2, Fca =9.3 • ~4м2, —4 2.

Fca =10.3−10 м т. е. от 0.9 до 1.09Fca иом. Исследования проводили при работе двигателя СМД-17КН по нагрузочной характеристике {п = 1900лш//-1, режим номинальной мощности).

Следует отметить, что (рис. 1.7):

— При повышении рше параметры: Ge, Тв, Tg, рв, pg, птк с разной интенсивностью возрастают;

— С увеличением проходного сечения соплового аппарата Fca все параметры снижаются, кроме Tg;

— Повышение температуры Г^ при увеличении Fca, связано с несогласованностью проходного сечения рабочего колеса FpK и Fca.

G", кг/с.

Птк10*> 35 мин.

Th,°C nriPgi>Pb.

МПci.

Рпге’МП" .

Рис. 1.7. Изменение параметров турбокомпрессора при работе двигателя по нагрузочной характеристике: 1 — сопловой аппарат Fca=8.55−10″ 4 м², 2 — 9.05−10″ 4 м², 3 — 9.3 м2, 4−1.03 м2.

Ь", г/кВт.ч р§ 1,МПа п 10 ,.

ТК.

— 1 мин т"х.

Т «С gi' ^.

F 9 F со ппп ' со пот.

10 Fr.

— 4 7 сотах F[0 10, М'.

Рис. 1.8. Зависимость изменения параметров двигателя и турбокомпрессора от величины проходного сечения сопел (режим я=1900 мин" 1, рте = 0.15МПа).

Влияние сечения соплового аппарата Fca на параметры двигателя [20] рис. 1.8, Рте, п — 1900лшн показало:

— снижение давления выпускных газов перед турбиной на 10%, частоты вращения ротора турбокомпрессора пТК на 5.7%, расхода воздуха через компрессор на 10% и заметное уменьшение параметров рв и Тв.

— повышение температуры газов перед турбиной, связанное с зажатием" сечения рабочего колеса турбины.

В целом по результатам исследований авторов статьи [20] можно сделать следующие выводы:

— снижение удельного эффективного расхода топлива связано в основном с несогласованностью проточной части соплового аппарата и рабочего колеса;

— вопрос является недостаточно исследованным, поскольку нет ярко выраженного экстремума по Ъе.

Интерес представляет выполненный цикл исследований по повышению экономичности тепловозного двигателя типа Д-70 с турбокомпрессором ТК-38, на неноминальных режимах, путем увеличения давления наддува за счет уменьшения площади сечения соплового аппарата турбины подгибкой лопаток [106]. Было установлено, что при уменьшении сечения соплового аппарата турбины от 0.015м" до 0.013м" на режимах тепловозной характеристики от 570 до 740 мин" 1 увеличивается давление наддува на 0.01 — 0.024 МПа, а удельный эффективный расход топлива снижается на 6.8 -9.52г/кВт. ч. Однако следует отметить, что такой способ изменения проходного сечения соплового Аппарата является достаточно примитивным по изменению проточной части и приводит к образованию вихревых зон и отрыва потока. Эффект по экономичности можно объяснить, что ранее турбокомпрессор был установлен на дизель без соответствующей настройки.

Авторы работы [72] теоретически исследовали двигатель типа ЧН 26/26 со свободным турбокомпрессором типа 6ТК при сопловом регулировании турбины (рис. 1.9 — 1.10). Полученные результаты при работе двигателя с постоянной цикловой подачей (^=1.3 г/цикл} характеризуют следующее:

— при уменьшении угла выхода из соплового аппарата турбины а, внешняя характеристика двигателя сдвигается в сторону меньших расходов воздуха;

— чем круче зависимость, а от п (рис. 1.10а), тем ближе к границе помпажа (рис. 1.9) и при этом двигатель работает в зоне более высокого КПД турбокомпрессора (рис. 1.106);

— уменьшение угла, а вызывает возрастание давления газов перед турбиной pgi, рост частоты вращения ротора турбокомпрессора, повышение давления наддува и расхода воздуха Geа) б).

Рис. 1.9. Расходные характеристики двигателя и компрессора при разных вариантах регулирования турбины и компрессора: а) кривые 1,2,3- б) кривые 4,5,6.

16%.

Pb’P.I МП a о.з.

02 ОЛ ре, МПа 16 и 1.2 Ю.

2 3 А": * S у / оп +.

У * У.

У.

Рщ Р.

Ре ~.

3 1.

JK.

20 18.

16%.

Р 2 1.

— Ь, г/кВт.ч с'.

245 217.

Т."Ч<

W0.

189 п, мин.

— I.

1000 ., п, мин.

Рис. 1.10. Изменение параметров двигателя при работе по внешней скоростной характеристике (при q"=l .3 г/цикл=соп51:): нерегулируемый турбокомпрессор, регулирование турбины, — • — ¦—регулирование турбины и компрессора.

— параметры рабочего процесса a, rfo, rje, rjM имеют тенденцию к росту, что ведет к снижению удельного эффективного расхода топлива Ье, снижению температуры газов перед турбиной Tg, и повышению среднего эффективного давления рте;

— совершенно очевидно, что влияние геометрии проточной части соплового аппарата с точки зрения профилирования остается недостаточно изученным.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ.

1. Разработан комплексный подход к проектированию проточной части радиально-осевой турбины импульсной системы наддува комбинированного двигателя внутреннего сгорания, базирующийся на использовании:

— современных представлений о методах расчета турбины на среднем радиусе и пространственного потока в проточной части;

— надежных данных о потерях;

— результатов численного моделирования нестационарных процессов в разветвленных системах выпуска двигателей ряда ЧН 18/22;

— концептуального подхода профессора А. Э. Симеона, основанного на систематизации и физическом осмысливании большого количества экспериментальных данных;

— практической реализации расчета осесимметричного вихревого течения невязкой сжимаемой жидкости (метод Я.А. Сироткина) применительно к радиально-осевой турбине, находящейся под воздействием нестационарного потока выпускных газов в КДВС;

— оценки эффективности срабатывания выпускных газов в турбине максимальным значением интегрального КПД срабатывания импульса, основанной на методе ЦНИДИ.

2. Экспериментальные исследования в проточных частях радиально-осевой турбины турбокомпрессора ТКР-14 выполнены на стенде для статической продувки, в обосновании которых положены фундаментальные основы теории подобия.

3. Проверка адекватности полей скоростей в проточной части турбины осуществлялась с использованием современных программных комплексов по статистической обработке экспериментальных значений абсолютной скорости за рабочим колесом турбины ТКР-14С-26.

4. Предложена технология проектирования проточной части турбины, которая включает следующую последовательность реализации комплексного подхода:

— оценка влияния степени реактивности;

— выбор расчетного режима и срабатывания импульса в турбине;

— влияние степени радиальности;

— использование оптимизационного алгоритма метода неопределенных множителей Лагранжа;

— применение современных методов трехмерного твердотельного моделирования и численного моделирования осесимметричного вихревого потока невязкой сжимаемой жидкости в проточной части радиально-осевых турбин для расчета структуры потока и оценки формы меридионального обвода.

5. Возможность расчета структуры потока с использованием метода Я. А. Сироткина, позволяет не только обнаружить наличие отрывных зон, но и обеспечить безотрывное течение потока, а также в будущем управлять полями скоростей с целью определения наибольшей эффективности срабатывания располагаемой энергии в турбине.