Характеристики турбины – Репозиторий Самарского национального исследовательского университета имени академика С.П. Королёва: Недопустимый идентификатор

Содержание

Конструкция турбины | ТурбоМастер

Дата публикации: 2015-04-10

Конструкция турбины - фото
Содержание

Конструкция и основные функции турбокомпрессора (ТК) не претерпели принципиальных изменений с момента его изобретения швейцарским инженером Альфредом Бюхи, предложившим идею турбонаддува в 1905 году. Турбокомпрессор, как и следует из его названия, состоит из турбины и компрессора, соединенных общим валом. Турбина, приводимая в действие отработавшими газами (ОГ), передает энергию вращения на компрессор.

В автотехнике наиболее популярны центробежные компрессоры и радиально-осевые (центростремительные) турбины, которые и являются основой большинства современных ТК.

Компрессор

Входящий в состав турбокомпрессора центробежный компрессор состоит из трех основных компонентов: колеса компрессора, диффузора и корпуса. Вращающимся колесом поток воздуха всасывается в осевом направлении, разгоняется до большой скорости и затем вытесняется в радиальном направлении. Диффузор замедляет высокоскоростной поток воздуха практически без потерь, так что и его давление, и температура возрастают. Диффузор сформирован опорным диском компрессора и частью спирального корпуса (улитки). Последний, в свою очередь, собирает истекающий поток и еще больше замедляет его до выхода из компрессора.

Основные компоненты компрессора: крыльчатка (колесо компрессора), диффузор и спиралевидный корпус. Диффузор - узкий канал, сформированный опорным диском компрессора и частью корпуса. Основные компоненты компрессора: крыльчатка (колесо компрессора), диффузор и спиралевидный корпус. Диффузор — узкий канал, сформированный опорным диском компрессора и частью корпуса.

Характеристики компрессора

Рабочие характеристики компрессора определяются картой режимов, которая отражает зависимость между степенью повышения давления и объемным или массовым расходом. Для удобства сравнения объемный и массовый расход компрессора соотносят со стандартными условиями на входе в компрессор. Рабочая область карты для центробежных компрессоров ограничивается зонами неустойчивых режимов (слева – линией помпажа, справа – линией насыщения), а также максимально допустимой частотой вращения. Компрессор для автомобильного применения должен устойчиво работать при изменении расхода воздуха в большом диапазоне. Поэтому он должен иметь карту режимов с широкой рабочей областью.

Область помпажа

Автомобильный турбокомпрессор - агрегат, состоящий из центробежного компрессора и радиально-осевой турбины, соединенных общим валом. Автомобильный турбокомпрессор — агрегат, состоящий из центробежного компрессора и радиально-осевой турбины, соединенных общим валом.

Карта режимов слева ограничена линией помпажа. По сути, помпаж – это срыв потока воздуха на входе в компрессор. При слишком малом объемном расходе и слишком высокой степени повышения давления поток отрывается от входных плоскостей лопаток и нормальный процесс нагнетания нарушается. Поток воздуха через компрессор реверсируется до тех пор пока перепад давления не стабилизируется. Направление потока вновь становится нормальным, давление наддува восстанавливается и цикл повторяется. Эта нестабильность потока продолжается с фиксированной частотой. Возникающий из-за этого акустический шум известен как помпаж.

Линию помпажа смещают в область меньших объемных расходов путем применения лопаток с загнутыми назад кромками, так что рабочий диапазон расходов компрессора увеличивается. Обратный изгиб лопаток приводит к образованию длинных, постепенно расширяющихся каналов. Они замедляют скорость потока и производят меньше пограничных расслоений, чем в случае лопаток с радиальными кромками. "Улитка" собирает высокоскоростной поток и замедляет его, что приводит к росту температуры и давления.

«Улитка» собирает высокоскоростной поток и замедляет его, что приводит к росту температуры и давления.

Ширина диффузора также оказывает позитивный эффект на расположение линии помпажа. В общем случае компрессоры с диффузорами узкой конфигурации имеют более стабильную карту режимов.

Линия насыщения

Максимальный объемный расход центробежного компрессора обычно ограничивается величиной сечения на входе. Когда скорость потока на входе в колесо достигает скорости звука, дальнейшее увеличение расхода становится невозможным. Линию насыщения можно определить по круто снижающимся кривым максимальной частоты вращения компрессора в правой части карты режимов. Входное сечение компрессора может быть увеличено, а линия насыщения сдвинута в область больших расходов путем смещения передней кромки каждой второй лопатки (так называемые сплиттерные лопатки).

Когда увеличивается входной диаметр компрессора, возрастает так называемое хаб отношение ( hub ratio) — отношение между входным диаметром и диаметром колеса. Это приводит к росту максимального расхода. Из-за требований к прочности деталей и по соображениям аэродинамики увеличение хаб отношения возможно примерно до 0,8. По той же причине такие большие хаб отношения позволяют получить только относительно низкие значения степени повышения давления, которые требуются в пассажирских автомобилях.

Утоньшение лопаток и уменьшение их количества увеличивает площадь поперечного сечения на входе в колесо, так что линия насыщения отодвигается в сторону больших объемных расходов воздуха. Минимальная толщина лопаток лимитируется технологией литья и прочностными требованиями. Однако когда количество лопаток сокращается, степень повышения давления также уменьшается.

Таким образом, компрессорные колеса турбокомпрессоров пассажирских автомобилей характеризуются высоким хаб отношением и уменьшенным количеством тонких лопаток с сильным обратным загибом. Компрессор - "холодная" часть ТК, функция которой - повысить давление, а, вместе с этим, и плотность воздуха, поступающего в двигатель. Компрессор — «холодная» часть ТК, функция которой — повысить давление, а, вместе с этим, и плотность воздуха, поступающего в двигатель.

Корпуса компрессоров для коммерческих дизелей, где требуются и высокая степень повышения давления, и широкая карта режимов, часто изготавливают с рециркуляционными каналами. По каналам часть всасываемого воздуха возвращается из компрессора в основной поток на входе в него. Благодаря возникающей рециркуляции течение стабилизируется и линия помпажа смещается в сторону меньших объемных расходов. Более того, тем же путем воздух можно подвести к колесу в зоне позади ограничивающего входного сечения, так что линия насыщения сдвигается в область больших расходов.

Предельная частота вращения

Частота вращения колеса компрессора ограничивается нагрузками, которые испытывают его компоненты. Максимальная частота вращения определяется допустимой скоростью кончиков лопаток и наружным диаметром колеса. Допустимая скорость кромок лопаток обычно составляет около 520 м/с. Если не принимаются никакие меры для снижения нагрузок, увеличение скорости оборачивается сокращением срока службы.

Турбина

Турбина турбокомпрессора (ТК) состоит из турбинного колеса и корпуса. Она преобразует энергию отработавших газов (ОГ) в механическую энергию для привода компрессора. Поток ОГ несет энергию в форме высокого давления и температуры. После прохождения через турбину энергия газов (давление и температура) уменьшается. Перепад давления и температуры газов между входом и выходом из турбины преобразуется в кинетическую энергию вращения турбинного колеса.

Существуют два основных вида турбин: с осевым и радиальным потоком. В случае колес диаметром до 160 мм используются только радиальные турбины. КПД маленьких радиальных турбин выше, а стоимость изготовления при больших объемах производства существенно ниже, чем осевых. Поэтому они обычно применяются в пассажирских и коммерческих дизелях, а также в индустриальных силовых агрегатах.

В улитке радиальных (центростремительных) турбин давление ОГ преобразуется в кинетическую энергию и они с постоянной скоростью направляются с периферии на турбинное колесо. Трансформация кинетической энергии в мощность на валу происходит в турбинном колесе. Оно спроектировано так, чтобы почти вся кинетическая энергия газа преобразовалась к моменту, когда он выходит из крыльчатки.

Рабочие характеристики

Устройство крыльчатки компрессора. Сплиттерные лопатки увеличивают входное сечение компрессора. Обратный изгиб лопаток на выходе из компрессорного колеса - способ борьбы с помпажем. Устройство крыльчатки компрессора. Сплиттерные лопатки увеличивают входное сечение компрессора. Обратный изгиб лопаток на выходе из компрессорного колеса — способ борьбы с помпажем.

Мощность турбины возрастает по мере роста перепада давления между ее входом и выходом, то есть, когда перед турбиной скапливается больше отработавших газов (ОГ). Это происходит в результате повышения оборотов двигателя или увеличения температуры газов вследствие их большей энергии.

Поведение турбинной характеристики определяется относительным сечением проточной части. Чем меньше относительное сечение, тем больше газов скапливается на входе в турбину (повышается давление перед турбиной). В результате увеличения перепада давления производительность турбины возрастает. Таким образом, с уменьшением относительного сечения давление наддува увеличивается.

Относительное сечение турбины можно легко варьировать путем замены ее корпуса. Большинство производителей турбокомпрессоров (ТК) для каждого типа турбины предлагает корпуса разных размеров. Это позволяет в широких пределах изменять давление наддува путем подбора нужного относительного сечения проточной части турбинного корпуса.

Помимо относительного сечения на массовый расход газов через турбину также оказывает влияние площадь отверстия на выходе из колеса. Механическая обработка литого турбинного колеса по контуру — трим (trim) — дает возможность регулировать площадь сечения а, следовательно, и давление наддува. Увеличение контура колеса выливается в большее проходное сечение для потока. В рамках одной серии ТК производители предлагают колеса турбин с разным тримом, которые изготовлены из одних литьевых заготовок.

В турбинах с изменяемой геометрией проходное сечение потока между каналом улитки и выходом из колеса варьируется. На входе в турбинное колесо оно изменяется с помощью подвижных управляемых лопаток или скользящего кольца, частично перекрывающего сечение.

На практике рабочие характеристики турбины ТК описываются картами, показывающими зависимость параметров потока ОГ от перепада давления на турбине. На карте турбины показаны кривые массового расхода и КПД турбины для разных частот вращения. Для упрощения карты зависимости расхода и эффективности могут быть представлены в виде усредненных кривых.

Материалы турбин

Поскольку при работе двигателя и после его останова турбина подвергается действию очень высоких температур, колесо и корпус турбины изготавливаются из материалов, обладающих высокой жаропрочностью. В общем случае крыльчатки турбин делают из сплавов на основе никеля, таких как Inconel 713 и GMR 235. Основные компоненты этих сплавов – никель и хром. В то время как GMR 235 работает в условиях температуры отработавших газов (ОГ) на входе в турбину до 850°С, Inconel 713 (73% никеля, 13% хрома) применяется при температурах свыше 1000°С.

Выбор материала для корпуса турбины также зависит от температуры. Сегодня серый чугун GGG40 со сферическим графитом (до 680°С) применяется реже. Для большинства дизельных агрегатов используется кремниево-молибденовый чугун GGG SiMo 5.1 (до 760°С) или GGV SiMo 4.5 0.6 (до 850 °С). Реже для температур ОГ до 850 °С используется высоколегированный никель-хромовый чугун GGG NiCrSi 20 2 2 (Niresist D2).

В большинстве турбокомпрессоров для бензиновых двигателей с температурами ОГ до 970°С применяется сплав GGG NiCrSi 35 5 2 (Niresist D5). Для самых высоких температур до 1050 °С, что потребуется в бензиновых двигателях ближайшего будущего, используется жаростойкая литьевая аустенитная сталь.

Турбины с двойным входом

Давление истекающих из двигателя отработавших газов (ОГ) не постоянное — оно пульсирует в соответствии с чередованием тактов выпуска в разных цилиндрах. Импульсные системы наддува используют пульсации давления ОГ, позволяющие кратковременно увеличить перепад давления на турбине. За счет роста перепада давления увеличивается КПД турбины, улучшая ее работу до тех пор пока через нее не пойдет большой, эффективный поток газов. В результате более полного использования энергии ОГ улучшаются характеристики давления наддува и, соответственно, поведение кривой крутящего момента, особенно на низких оборотах двигателя.

Для предотвращения взаимного влияния цилиндров при разных тактах впуска-выпуска они делятся на две независимые группы. Каждая группа объединяется в свой выпускной коллектор, который транслирует ОГ непосредственно на вход в турбину. В этом случае турбина с двойным входом позволяет утилизировать ОГ из двух групп цилиндров отдельно. В двигателях пассажирских автомобилей чаще используются неразделенные коллекторы и турбины с «однозаходным» корпусом. Это позволяет сделать коллектор компактнее и расположить турбину ближе к головке блока. Поскольку здесь сечение и длина газоподводящих каналов меньше, преимущества импульсного наддува нивелируются.

И все же в отдельных случаях турбины с двойным входом применяются в бензиновых моторах пассажирских автомобилей. Их преимущество — хорошая характеристика крутящего момента при низком давлении ОГ. В то же время им свойственны и недостатки – высокая термическая нагрузка разделяющей перегородки и дорогое производство маленьких корпусов с интегрированным байпасом, особенно, если в качестве материала нужно использовать литьевую сталь из-за больших температур.

Отклик

Для двигателей пассажирских автомобилей жизненно важную роль играют инерционные характеристики турбокомпрессора (ТК). Замедленная реакция на изменение положения педали акселератора, которую также называют «турбояма», часто воспринимается как фактор, снижающий управляемость автомобиля. В последние годы этот негативный эффект компенсирован применением ТК меньшего размера. У них меньше сечение проточной части и ниже инерция ротора как результат применения колес меньшего диаметра. Таким образом, при увеличении частоты вращения турбокомпрессора приходится раскручивать ротор меньшей массы. Момент инерции турбинного колеса также может быть снижен путем удаления сегментов опорного диска между лопатками. В еще большей степени динамические характеристики ТК могут быть улучшены применением турбин с изменяемой геометрией проточной части.

Оптимальные условия для потока и низкие потери тепла достигаются в интегрированных системах наддува с отлитыми заодно выпускным коллектором и корпусом турбины, что оборачивается улучшенными характеристиками отклика. Прочие аргументы за применение таких систем – сокращение веса до 1 кг, а также увеличение свободного пространства между двигателем и пассажирской кабиной, что часто жизненно необходимо по соображениям безопасности.

Керамические колеса турбин

В сравнении с металлическими колесами керамические турбинные колеса существенно легче, что улучшает характеристики отклика (чувствительность) турбокомпрессора. Современные керамические материалы позволили разработать такие колеса, пригодные для массового производства. Однако керамические материалы очень хрупкие и могут быть легко разрушены при попадании посторонних частиц. Более того, лопатки таких турбин толще и поэтому их эффективность ниже, так что они редко используются в автотехнике.

Алюминид титана имеет такую же плотность как керамика. Этот материал сравнительно менее подвержен разрушению, а лопатки такие же тонкие как металлические. Его недостаток – низкая температурная стойкость (максимум 700°С).

Типовая карта режимов компрессора. Рабочая область карты режимов ограничена линиями помпажа, насыщения и предельно допустимой частоты вращения. Типовая карта режимов компрессора. Рабочая область карты режимов ограничена линиями помпажа, насыщения и предельно допустимой частоты вращения.

Водоохлаждаемые корпуса

При разработке турбокомпрессоров (ТК) также должны учитываться аспекты безопасности. Например, в судовых моторных отсеках следует избегать горячих поверхностей из-за опасности пожара. Поэтому корпуса турбин ТК для морского применения изготавливаются с водяным охлаждением или с покрытием изолирующими материалами.

Система управления

Тяговые характеристики современных турбодвигателей должны отвечать таким же высоким требованиям, как и характеристики атмосферных моторов с идентичными мощностными параметрами. Это означает, что полное давление наддува должно быть доступно, начиная с минимально возможных частот вращения двигателя. Это, в свою очередь, может быть достигнуто только путем управления турбокомпрессором на турбинной стороне.

Байпасное регулирование на турбинной стороне

Установка байпасного клапана в турбинной части турбокомпрессора (ТК) – самый простой способ контроля давления наддува. Геометрические параметры турбины выбирают таким образом, чтобы обеспечить характеристику крутящего момента на низких оборотах, необходимую для достижения заданных динамических показателей автомобиля. При такой конструкции ТК уже незадолго до достижения максимального крутящего момента на турбину начинает поступать избыточное количество отработавших газов. Таким образом, как только номинальное давление наддува достигнуто, избыток отработавших газов направляется по байпасному каналу в обход турбинного колеса. Клапан «вейстгейт», который открывает и закрывает байпас, обычно приводится в действие пневматической камерой с подпружиненной диафрагмой, реагирующей на давление наддува. Так по мере дальнейшего увеличения оборотов двигателя давление наддува остается на неизменном уровне.

В этом, очень экономичном, решении на диафрагму камеры управления, предварительно нагруженную спиральной пружиной, воздействует давление наддува. Как только давление наддува преодолеет силу предварительного сжатия пружины, шток через рычаг открывает тарелку байпасного клапана и ОГ начинают перетекать вокруг турбины в систему выпуска.

В современных бензиновых и дизельных двигателях все чаще применяются электронно управляемые системы контроля наддувочного давления. В сравнении с чисто пневматическим регулированием, которое действует только как ограничитель давления на полной нагрузке, гибкое управление позволяет устанавливать оптимальное давление наддува в режимах частичной нагрузки. Электронное регулирование работает в соответствии с различными параметрами, такими как температура наддувочного воздуха, качество топлива и параметры опережения впрыска (зажигания). Также становится возможным кратковременный «перенаддув» при интенсивном ускорении.

Механический привод байпасной заслонки действует так же как и в описанном выше случае. Вместо полного давления наддува на диафрагму камеры управления подается модулированное управляющее давление. Оно меньше полного давления наддува и вырабатывается так называемым пропорциональным клапаном. Этим достигается то, что на диафрагму воздействует комбинация давления наддува и давления на выходе из компрессора в изменяющейся пропорции. Пропорциональный клапан управляется электроникой двигателя и срабатывает с частотой от 10 до 15 Гц. В сравнение с обычной системой управления усилие предварительного сжатия пружины существенно ниже, что позволяет осуществлять регулирование также и на режимах частичной нагрузки, то есть, при меньшем давлении наддува.

В электронных системах управления турбокомпрессоров дизельных двигателей пневмокамеры регулируются вакуумом.

Турбины с изменяемой геометрией

Байпасные системы регулирования управляют мощностью турбины, направляя часть отработавших газов (ОГ) в обход нее. Таким образом, «дармовая» энергия газов используется не полностью. Турбины с изменяемой геометрией позволяют варьировать сечение проточной части турбины в зависимости от режима работы двигателя. Это дает возможность полностью утилизировать энергию ОГ, оптимизируя конфигурацию канала, по которому ОГ попадают на турбинное колесо, для данного режима двигателя. Как результат, эффективность турбокомпрессора (ТК) и, соответственно, двигателя выше тех, что удается достичь при байпасном регулировании.

Сегодня турбины с РСА в виде подвижных направляющих лопаток (VNT, VTG, VGT) – самое передовое решение для современных легковых дизельных автомобилей. В результате непрерывной адаптации проходного сечения турбинного канала к рабочему режиму двигателя сокращаются потребление топлива и вредные выбросы. Высокий крутящий момент уже на низких оборотах и адекватная стратегия управления обеспечивают существенное улучшение динамических характеристик.

Подвижные направляющие лопатки между корпусом улитки и турбинным колесом влияют на протекание процесса восстановления давления и, таким образом, на выходные характеристики турбины. Это позволяет варьировать поток газов через турбину в диапазоне 1:3 при хороших уровнях эффективности. На низких оборотах сечение проточной части турбины уменьшается путем закрытия направляющих лопаток. Давление наддува и, следовательно, крутящий момент двигателя возрастают как результат увеличения перепада давления на входе и выходе из турбины. С повышением оборотов двигателя управляемые лопатки постепенно открываются. Требуемое давление наддува достигается при низком перепаде давления на турбине — так достигается сокращение расхода топлива. При ускорении машины с низкой скорости (оборотов двигателя) управляемые лопатки закрываются для получения максимальной энергии от ОГ. По мере увеличения скорости лопатки открываются и адаптируются к соответствующему рабочему режиму.

В настоящее время управление лопатками преимущественно электронное, с помощью вакуумно-регулируемой камеры управления и пропорционального клапана. В будущем все чаще будут применяться электрические приводы с положительной обратной связью, позволяющие реализовать точное и чрезвычайно гибкое управление давлением наддува.

Температура ОГ современных высокоэффективных дизельных двигателей может достигать 830°С. Точная и надежная работа управляющих лопаток в потоке горячих газов предъявляет высокие требования к материалам и точности допусков в конструкции турбины. Независимо от типоразмера турбокомпрессора направляющие лопатки должны иметь минимальные зазоры для обеспечения надежной работы в течение всего срока службы автомобиля. С уменьшением размера ТК относительные потери потока через турбину возрастают и ее эффективность падает. Поэтому цель многих разработок – отодвинуть эти ограничения области применения технологии VTG как можно дальше в сторону ТК малых размеров.

Альтернативное решение – турбины с регулирующим механизмом в виде подвижного (скользящего) кольца (VST-variable sliding turbine). Простота конструкции и исполнение многих функций небольшим количеством компонентов – преимущества для маленьких турбин или там, где требуется работа в условиях высоких температур ОГ. Это особенно применимо в компактных дизельных двигателях с рабочим объемом менее 1,4 л. Преимущества – высокая эффективность, низкая цена и сокращение установочных размеров. Для бензиновых моторов с высокой температурой ОГ технология VST – надежная возможность управления давлением наддува путем изменения геометрии проточной части турбины.

Прочный механизм VST противостоит высоким температурам ОГ значительно лучше, чем VTG с направляющими лопатками. Байпас, который для бензиновых двигателей необходим даже в ТК с изменяемой геометрией из-за большого диапазона изменения расхода, интегрирован в механизм управления.

Корпус турбины аналогичен турбинам с двойной улиткой (с двухканальным направляющим аппаратом). Перегородка, разделяющая каналы, не выходит на впускной фланец, а начинается внутри улитки. На низких оборотах двигателя открыт только один канал. Второй канал, который закрыт скользящим кольцом, постепенно открывается по мере увеличения оборотов. Затем скользящее кольцо приоткрывает и байпасный канал, ведущий от входа в турбину по внешнему контуру скользящего кольца к выходу из турбины. Это дополнительно увеличивает расход газов через турбину. Для регулирования сечения проточной части и открытия байпасного канала требуется всего один управляющий механизм. Могут быть использованы как пневматический, так и электронный приводы.

Узел подшипников

Ротор турбокомпрессора (ТК) вращается с частотой до 300 000 мин -1. Срок службы ТК должен соответствовать ресурсу двигателя, который может составлять 1 000 000 км пробега для коммерческого автомобиля. Только специально разработанные для ТК подшипники скольжения могут соответствовать таким жестким требованиям при приемлемой стоимости.

Опорные подшипники

В подшипнике скольжения вал вращается практически без трения на масляной пленке внутри втулки подшипника.

Масло подается в турбокомпрессор (ТК) от системы смазки двигателя. Подшипниковый узел спроектирован так, что между неподвижным корпусом и вращающимся валом расположены «плавающие» бронзовые подшипниковые втулки. Они вращаются с частотой, вдвое меньшей частоты вращения вала. Это позволяет высокоскоростным подшипникам адаптироваться таким образом, что на любых режимах работы ТК нет прямого контакта «металл-металл» между валом и подшипниками.

Кроме функции смазки масляная пленка в зазорах подшипника играет роль демпфера, который способствует стабилизации вала и турбинного колеса. Гидродинамическая несущая способность пленки и демпфирующие характеристики подшипника оптимизируются величиной зазоров. Таким образом, толщина смазывающей пленки для внутренних зазоров выбирается исходя из нагрузки на подшипник, в то время как толщина внешних зазоров определяется с учетом демпфирования подшипника. Зазоры в подшипниках составляют несколько сотых долей миллиметра. Увеличение зазоров приведет к более мягкому демпфированию и, одновременно, к снижению несущей способности подшипника.

Так называемый патрон — специальный вид опорного подшипника скольжения. Вал вращается в неподвижной целиковой втулке, снаружи которой прокачивается масло. Внешний зазор выбирается исключительно из условия демпфирования подшипника, так как патрон не проворачивается. Вытекающая из этого меньшая ширина подшипника позволяет создать более компактный ТК.

Упорный подшипник

Ни один из рассмотренных типов опорных подшипников, ни свободно плавающие втулки, ни фиксированный плавающий патрон, не воспринимают нагрузки в осевом направлении. Поскольку газы воздействуют на компрессорное и турбинное колеса в осевом направлении с разной силой, ротор турбокомпрессора (ТК) испытывает осевую нагрузку. Она воспринимается упорным подшипником скольжения с конической плоскостью (рабочей поверхностью). Два маленьких диска, закрепленных на валу, служат контактными поверхностями. Упорный подшипник фиксируется в центральном корпусе подшипников. Маслоотражающая пластина предотвращает попадание масла в зону уплотнения вала.

Слив масла

Масло подается в турбокомпрессор (ТК) при давлении примерно 4 бар. Поскольку масло сливается из турбины при меньшем давлении (самотеком), диаметр трубки для слива значительно больше, чем маслоподающей трубки. Проток масла через корпус подшипников должен быть по возможности вертикальным, сверху вниз. Сливная трубка должна выходить в картер выше уровня масла. Любое препятствие на пути слива масла оборачивается увеличением противодавления в корпусе подшипников. В этом случае масло начинает просачиваться сквозь уплотнительные кольца в компрессор и турбину.

Уплотнения

Центральный корпус подшипников должен быть уплотнен от прорыва в него горячих отработавших газов из турбины и от утечек масла из корпуса. Для этого в канавки на валу ротора, со стороны компрессора и турбины установлены разрезные кольца, аналогичные поршневым. Кольца не вращаются, а неподвижно расклинены в центральном корпусе. Это бесконтактное уплотнение, один из видов лабиринтного уплотнения. Благодаря многочисленным резким изменениям направления движения потока оно затрудняет утечку масла и пропускает в картер лишь небольшое количество отработавших газов.

Тепловая нагрузка на подшипники

Учитывая небольшое расстояние между центральным корпусом и горячим корпусом турбины, тепло может проникать в центральный корпус и нагревать масло до температуры коксования. Тогда масляный кокс мог бы осаждаться в зазорах и на поверхностях, засорять масляные каналы и нарушать работу подшипников и уплотнений. Большое количество углеводородных отложений может вызвать дефицит смазки и граничное трение, приводящие к ускоренному износу системы подшипников.

Тепловой экран и охлаждение разбрызгиванием масла<

Тепловой экран, расположенный позади опорного диска турбинного колеса, предотвращает контакт горячих отработавших газов с центральным корпусом. В некоторых конструкциях при работе двигателя масло распыляется на вал ротора через маленькое распылительное отверстие в опоре подшипника с турбинной стороны, охлаждая вал и уменьшая риск коксования.

Наивысшие температуры в центральном корпусе достигаются вскоре после останова двигателя. Горячий турбинный корпус нагревает систему подшипников, которая больше не охлаждается моторным маслом.

Термическая развязка

В расчете на термическую развязку правой подшипниковой опоры передача тепла от корпуса турбины к системе подшипников сокращается даже после того как двигатель был заглушен. Для этого систему подшипников располагают ниже точки подачи масла, так же как силовой агрегат размещают под крылом самолета. Правая подшипниковая опора больше не контактирует с горячей стенкой центрального корпуса, значит, передача тепла к системе подшипников ограничивается.

Водяное охлаждение

Бензиновые двигатели, у которых температура отработавших газов на 200-300°С выше чем у дизелей, обычно оснащаются турбокомпрессорами с охлаждаемыми центральными корпусами. При работе двигателя центральный корпус интегрируется в его контур охлаждения. После выключения двигателя остаточное тепло снимается посредством малого кольца циркуляции, которое задействуется электрическим насосом с термостатом.

Рециркуляционный клапан

В бензиновых турбодвигателях дроссельная заслонка, которая управляет нагрузкой двигателя, располагается после компрессора, во впускном коллекторе. В момент внезапного сброса газа заслонка закрывается, а компрессор из-за своей инерционности продолжает нагнетать воздух в почти замкнутый объем. Вследствие этого начался бы помпаж компрессора. Частота вращения турбокомпрессора (ТК) быстро упала бы.

Начиная с определенного давления, открывается подпружиненный клапан и направляет воздух обратно на вход в компрессор, ограничивая рост давления и исключая помпаж. Частота вращения ТК остается высокой, и давление наддува появится, как только будет задействован акселератор.

2 Основные характеристики турбины

2.1 Расчетный режим работы турбины

Расчётный режим работы турбины — один из основных факторов, определяющих размеры проточной части турбины и характеризующийся максимальным к.п.д. преобразования энергии. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный режим эксплуатации турбины в составе ПТУ, то есть такой режим, при котором турбина должна работать наибольшее число часов в году.

На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность турбины на расчетном режиме, которая называется расчетной или экономической, принимается равной:

Nэ= (0,8…0,9) Nном;

Nэ=0,85*17000=14450 кВт.

2.2 Частота вращения ротора турбины

Частота вращения ротора паровой турбины, предназначенной для привода генератора электрического тока, в большинстве случаев рассматривается как заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n=3000 об/мин; (nc=50 с-1).

Роторы турбины и генератора мощностью Nном > 4 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой, так как это упрощает конструкцию, снижает стоимость изготовления, повышает экономичность и долговечность, облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую частоту вращения, что и ротор генератора.

2.3 Способ регулирования

В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая ею мощность в каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных или изменяющихся начальных и конечных параметрах пара. В соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом, чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.

Выбираем сопловое регулирование так, как проектируемая турбина работает с большими колебаниями нагрузки: при малых расходах пара потери энергии меньше, чем при дроссельном регулировании. Весь поток пара отдельными частями протекает через регулирующие клапаны, каждый из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел.

3 Регулирующая ступень

Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые ступени

Регулирующая ступень характеризуется тем, что подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться, то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, то есть не регулируется при изменении нагрузки турбины.

В качестве регулирующей ступени паровой турбины может использоваться одновенечная ступень давления (ступень Рато) или двухвенечная ступень скорости (ступень Кертиса). При заданных начальных давлении и температуреи конечном давлении пара за турбиной, и, следовательно, располагаемом перепаде энтальпий, рекомендуется применять в качестве регулирующей ступени в турбинах небольшой и средней мощности двухвенечную ступень Кертиса. Эта рекомендация обусловлена следующим: так как в ступени скорости срабатываемый перепад энтальпий больше, чем в ступени давления, то в камере регулирующей ступени скорости устанавливается более низкое давление, плотность и температура пара.

Выбор турбины и расчёт производительности.

Выбор турбины.

Размер колеса компрессии и выбор ротора турбины для проекта, значительно влияет на степень успеха, который будет иметь система. Это никоим образом не значит, что вал турбины и колесо компрессии только этого размера будут работать при заданных условиях. Компромиссы между задержкой, порогом наддува, тепловыделением, моментом на низких оборотах и мощностью — это переменные оптимизационной модели в процессе определения соответствия турбонагнетателя предъявляемым требованиям. Эти требования могут быть уточнены путем внесения в список обязательных рабочих характеристик для данного транспортного средства.

турбина выборКлассический турбонагнетатель.

Цели могут быть различны в случаях автомобилей для повседневного использования, автомобилей с рекордной максимальной скоростью, автомобилей для дрэг-рейсинга, уличных супер-каров, настоящих гоночных автомобилей, и даже для транспортных средств, называемых пикапами. Определяющими критериями будут параметры вроде желательного порога наддува, пика момента и расчетной мощности. Транспортные средства с высокой максимальной скоростью требуют больших турбин, уличные автомобили более требовательны к моменту на средних оборотах, а низкоскоростные утилитарные транспортные средства нуждаются в небольших турбинах. Как выбрать подходящий турбонагнетатель в каждом конкретном случае и какие нюансы наиболее важны, мы обсудим в этой статье.
Чтобы пояснить, насколько могут различаться турбонагнетатели различного назначения, сравним эти устройства на Nissan 300ZX и на Porsche 911. Эти два автомобиля имеют сходные размеры, вес и рабочий объем двигателя, и все же их турбины существенно различаются. По размеру турбонагнетателя Porsche достаточно легко заметить, что конструкторы Porsche точно знали, что они хотели. Они установили большой турбонагнетатель на 911 по трем основным причинам:

  • при работе на максимальной нагрузке большой компрессор меньше нагревает сжимаемый воздух
  • большая турбина создает меньшее противодавление в выпускном коллекторе, также сокращая тепловую нагрузку
  • разработчики хотели получить мощный автомобиль

Конструкторы Nissan, с другой стороны, имея намного более благоприятный с точки зрения тепловыделения двигатель с водяным охлаждением, были свободнее в выборе турбонагнетателя для почти немедленной реакции прямо с холостых оборотов. Этот небольшой турбонагнетатель дает быструю реакцию наддува в обмен на крайне высокое противодавление на выпуске и высокую температуру воздуха на впуске. Nissan, очевидно, не стремился получить серьезную мощность, поскольку они не посчитали необходимым установить какой-нибудь интеркулер для снижения этой высокой температуры. Их целью, кажется, был автомобиль, нацеленный на разгон от 0 до 60 км/ч. Конечно, они были нацелены на совершенно не такого покупателя, каким является клиент Porsche. Хотя Porsche был объявлен всеми его дорожными испытателями ярчайшим примером конструкции с высоко инерционным турбонагнетателем, этот путь был выбран из-за меньшего нагрева. Небольшие турбонагнетатели не могли быть использованы на 911 вследствие тепловых ограничений двигателя с воздушным охлаждением, и, конечно, из-за того, что целью была серьезная мощность. Porsche, тем не менее, вполне можно назвать примером замечательно выполненной работы. Nissan же выступает в качестве примера продажи большого количества автомобилей большому количеству людей.

Базовые руководящие принципы

Влияние размеров колеса компрессора и ротора турбины на характеристики системы, будет целиком следовать этим руководящим принципам:

Колесо компрессора

Колесо компрессора имеет определенную комбинацию расхода воздуха и давления наддува, при которой он является наиболее эффективным. Хитрость в выборе оптимального размера колеса компрессора состоит в том, чтобы расположить точку максимальной эффективности в наиболее используемом диапазоне оборотов двигателя. В процессе выявления наиболее полезного диапазона оборотов придется немного подумать. Не забывайте, что всегда, когда эффективность компрессора снижается, тепловыделение, производимое турбонагнетателем, увеличивается. Если был выбран такой размер турбонагнетателя, что максимальная эффективность приходится на первую треть диапазона оборотов двигателя, эффективность на максимальных оборотах и в близких к тому режимах будет настолько низкой, что температура воздуха на впуске будет просто обжигающей. В другом крайнем случае, если максимальная эффективность системы достигается ближе к предельным оборотам двигателя, температура на средних оборотах вполне способна выйти за разумные пределы. Нагнетатель такого размера был бы полезен только для двигателя, работающего на этих оборотах. Где-то в середине диапазона оборотов двигателя находится наилучшее место, чтобы расположить там точку максимальной эффективности компрессора.
Большие или малые размеры компрессора не оказывают критического влияния на инерционность турбонагнетателя или на порог наддува. Рабочее колесо компрессора — самая легкая вращающаяся часть турбонагнетателя, следовательно, его вклад в полную инерцию вращающегося ротора довольно низок. Порог наддува — главным образом функция скорости турбонагнетателя, которая управляется ротором турбины.

График колеса компрессора

Когда точка максимальной эффективности находится на более высоких оборотах, это означает более низкую температуру воздуха в этом режиме. Более низкая температура даёт более плотный воздух, который облегчает пик момента на более высоких оборотах.

В конечном счете, реальная потребительская ценность выбранного оборудования будет зависеть не только от мощности, термодинамических коэффициентов или числа турбин. Скорее, это будет выражаться в том, каким образом Ваша машина ведет себя на дороге. Она в самом деле быстра, и ее скорость прекрасно Вами ощущается? Она действительно отзывчива на педаль и легко бежит? Она плавно и непринужденно разгоняется до максимальных оборотов? Она заставляет Вас улыбаться, когда никто вокруг не увидит вашей улыбки?
Начните с выбора нескольких кандидатов на роль Вашего турбокомпрессора, чьи степень повышения давления и расход воздуха, согласно их картам, находятся в требуемом диапазоне оборотов при значении эффективности не ниже 60 %. Когда Вы отсеете заведомо непригодные устройства и остановитесь на двух-трёх вариантах, необходимо будет произвести некоторые расчеты, чтобы выбрать между ними.

Ротор Турбины.

Задача ротора турбины — осуществлять привод колеса компрессора, при этом он должен раскручивать его до достаточных оборотов, чтобы он мог обеспечить требуемый расход воздуха при заданном давлении наддува. Небольшая турбина будет вращаться быстрее, чем большая при той же энергии выхлопных газов. Однако меньшая турбина является большим сужением на пути потока этих газов, что приводит к образованию обратного давления между турбиной и камерой сгорания. Обратное давление — нежелательный побочный эффект турбонагнетателя, и нужно иметь это в виду. В действительности, при выборе турбины нужно ориентироваться на обороты, достаточные для обеспечения желаемой реакции и давления наддува, воздерживаясь от минимизации обратного давления.

Выбор размера колеса компрессора.

Необходимо выработать в себе понимание требуемых степени повышения давления, расхода воздуха, его плотности и эффективности компрессора прежде, чем приступать к выбору колеса компрессора подходящего размера.

Эфективность компрессора
Зависимость относительной плотности от степени повышения давления. Плотность падает при увеличении температуры,
поэтому фактическая степень увеличения массы воздуха всегда меньше чем степень повышения давления.

Степень повышения давления

Степень повышения давления рассчитывается как полное абсолютное давление, произведенное турбокомпрессором, разделенное на атмосферное давление. Абсолютное давление означает давление выше ноля. Отсутствие давления это ноль, атмосферное абсолютное давление составляет 1 бар. 0,5 бара наддува создают 1,5 бара абсолютного давления, 0,8 бара наддува это 1,8 бара абсолютного давления и так далее. Таким образом, абсолютное давление — это показания манометра плюс 1 бар. Другими словами, степень повышения давления является значением произведенного давления относительно атмосферного.

формула
Пример: Для наддува 0,5 бар:
формула_2
В этом примере в двигатель с наддувом попадет приблизительно на 50 % больше воздуха , чем в двигатель без наддува.

Относительная плотность

В конечном счете, мощность, полученная от использования турбонаддува, зависит от числа молекул воздуха, упакованных в каждый кубический сантиметр объема. Это называется плотностью воздушного заряда. При прохождении через систему турбонаддува плотность немного изменяется. Когда воздушные молекулы принудительно «утрамбовываются» в нагнетателе до некоторой степени сжатия, плотность не увеличивается на то же самое значение, потому что при сжатии увеличивается температура, и воздух расширяется обратно в прямой зависимости оттого, насколько он нагрет. Хотя воздушный заряд после сжатия окажется более плотным, его плотность будет всегда меньше, чем степень повышения давления. Усилия разработчиков, направленные на использование эффективных турбокомпрессоров и промежуточных охладителей позволяют относительной плотности все ближе и ближе приблизиться к значению степени сжатия, но полное совпадение величин никогда не достигается.

Расход воздуха

Расход воздуха через двигатель обычно измеряется в кубических метрах воздуха в минуту при стандартном атмосферном давлении. Технически правильный, но реже используемый термин — килограммы в минуту. Мы будем использовать полуправильный термин «кубические метры в минуту».
Для вычисления расхода воздуха в двигателе без турбонагнетателя т.е. при отсутствии наддува:

формула_3
Здесь расход воздуха выражается в м3, а объем в см3, 0,5 означает, что у четырехтактного двигателя воздух в цилиндр поступает только во время одного оброта из двух, Ev — объемная эффективность. Чисто 1000000 служит для конвертации кубических сантиметров в кубические метры.
Пример: Пусть объем двигателя = 2000 см3, частота вращения двигателя = 5500 мин-1, и Ev = 85 %.

формула_4
Определив изначальный расход воздуха через двигатель, можно найти итоговый расход при работе с наддувом. Степень повышения давления, умноженная на расход воздуха через двигатель даст нам искомый расход (при пренебрежении объемным к.п.д.) . В двигателе объемом 2000 см3, работающем с наддувом 0,8 бара:
Расход воздуха = Повышение давления х Базовый расход воздуха =1,8*4,675 м3/мин = 8,415 м3/мин
Чтобы преобразовать м3/мин к более правильному термину кг/мин, м3/ мин надо умножить на плотность воздуха на высоте географического места (см. таблицу).

расход воздуха
Значение расхода воздуха для четырех тактных двигателей. Выберите объем двигателя (ось абсцисс) и обороты в минуту, на оси ординат отсчитайте расход.

КПД колеса компрессора

Эффективность (КПД) колеса компрессора — это показатель того, как хорошо колесо компрессора может сжимать воздух, не нагревая его в большей степени, чем диктуют законы термодинамики. Термодинамика говорит, что температура воздуха должна увеличиваться пропорционально степени повышения давления. Такое увеличение температуры наблюдалось бы в идеальных условиях. Однако фактически температура всегда выше, чем в термодинамических расчетах. Измеренное увеличение температуры, конечно, является фактической температурой. Эффективность (КПД) — расчетное увеличение температуры, разделенное на её фактическое увеличение. По сути, эффективность — мера термодинамического совершенства компрессора.
Центробежные турбокомпрессоры имеют максимальный КПД порядка 70%. Выбор размера колеса компрессора становится, главным образом, вопросом того, где достигает максимума эффективность турбокомпрессора относительно характеристик расхода системы двигатель/турбина. Если Вам понятен физический смысл степени повышения давления, относительной плотности, расхода воздуха и эффективности компрессора, основная информация, необходимая для выбора компрессора под Ваши задачи, находится у Вас в руках.
Принято считать, что до 0,5 бара — низкое давление наддува, 0,5 — 0,8 бара — среднее, и более 0,8 бара — высокое давление наддува. В дальнейшем, на примере двигателя объемом 2000 см3 с несколькими вариантами компрессоров будут показаны примеры вычислений и поиска максимума эффективности.
На рисунке показано влияние эффективности компрессора на температуру впускного воздуха. Вообще, КПД компрессора без промежуточного охладителя должен составлять по меньшей мере 60%. Если система включает промежуточный охладитель, минимальный КПД может быть несколько меньше.

Высота над уровнем моря (м) Атмосферное давление (кг\см3) Температура (оС ) Относительная плотность
0 1.03 15 1.0
200 1.0 13.7 0.98
400 0.98 12.6 0.96
600 0.96 11.1 0.94
800 0.93 9.8 0.93
1000 0.91 8.5 0.91
1200 0.89 7.2 0.89
1400 0.87 5.9 0.87
1600 0.85 4.6 0.85
1800 0.83 3.3 0.84
2000 0.31 2.0 0.82
2200 0.79 0.7 0.8
2400 0.77 -0.6 0.79
2600 0.75 -1.9 0.77
2800 0.73 -3.2 0.75
3000 0.71 -4.5 0.74

Зависимости давления воздуха, температуры и относительной плотности от высоты места

Имея расчетные величины расхода воздуха и степени повышения давления на примере двигателя объемом 2000 см\ любой вполне способен взять в руки карты турбокомпрессоров и проверить, где расположена максимальная эффективность каждого из них, чтобы выбрать наиболее подходящий. Построим расчетные данные: расход воздуха 8,415 м3/мин и PR = 1,8 на осях карты турбокомпрессора. Пересечение этих двух линий показывает максимальный расход, который турбокомпрессор может обеспечить при выбранной степени повышения давления, и эта точка отображает эффективность в процентах на каждой карте. Таким образом, мы можем узнать КПД в этой точке, которая устанавливает пригодность того или иного турбокомпрессора для нашего конкретного применения. На рисунке  пересечение этих линий находится на линии 75 . На рисунке 2 пересечение находится фактически в точке максимальной эффективности, однако КПД будет всего около 71.На карте компрессора теперь наглядно видно, что компрессор Garreit G7255-R хотя и подходит по своей эффективности, но его максимальная эффективность меньше чем компрессора G/t GT2S60R5.

g-t_davlen

Компрессор G/t GT2860RS. Цифры справа — число оборотов турбины в минуту. Видно, что линия соединяющая точки PR=1 и РК=1,8 проходит за границей устойчивой работы компрессора.

g-t_davlen 2

Компрессор G/t GT2557R, не смотря на КПД, меньший чем у G/t GT2860RS, лучше подходит для заданного применения.

Характеристики переходных процессов колеса компрессора в случае конкретного применения также должны быть исследованы перед окончательным выбором. Это может быть сделано довольно простым способом. Предположим, что желаемая степень сжатия достигается на 50 % от максимальных оборотов двигателя. Отметьте эту точку на диаграмме турбокомпрессора. Выше был упомянут пример с оборотами в минуту = 2750, что соответствует точке с расходом воздуха 4,27 мЗ/мин и PR = 1,8. Постройте линию от этой точки до точки, соответствующей PR = 1 и значению расхода, равному 20% от максимального, что в нашем случае составит 1,68 м3/мин. Принципиально важно, чтобы эта линия полностью располагалась справа от линии на карте компрессора, обозначенной как граница помпажа. Граница помпажа (граница устойчивой работы) не всегда подписывается на картах турбокомпрессора, но Вы можете смело полагать, что ею является крайняя левая линия. Этот пример показывает, что компрессор G/t GT2557R, при КПД 71%, лучше подходит для выбранного применения чем G/t GT2860RS, с КПД 75%.

Эффективность комперссора-1

Температура нагрева воздуха в компрессоре в зависимости от степени повышения давления. Вот почему все хотят обеспечишь самую высокую возможную эффективности турбокомпрессора: большая эффективность — более низкая температура.

Выбор размера ротора турбины

Предполагаемое применение системы двигатель+турбонагнетатель является также основным критерием при выборе размера ротора турбины, поскольку определяет выбор между моментом на низких, средних или максимальных оборотах двигателя. При этом выборе приходится иметь дело с двумя величинами: основной размер ротора турбины и отношение площадь/радиус (A/R).

Основной размер ротора турбины

Предполагается, что основной размер ротора турбины характеризует её способность производить мощность на валу, необходимую для привода колеса компрессора при желаемом расходе воздуха. Поэтому большие турбины, вообще говоря, обеспечивают более высокие отдаваемые мощности, чем небольшие. Для простоты картины оценивать размер турбины можно по диаметру её выходного отверстия. Строго говоря, это является упрощением теории турбин, однако на практике такой подход даёт возможность оценить способность турбины обеспечить тот или иной расход.

Диаграмма диаметра выходного отверстия ротора турбины относительно расхода воздуха на впуске — не точный инструмент для выбора, но приблизительный критерий первоначального отсеивания.

турбина размер турбины

Определение диаметра выходного отверстия

Разумный метод выбора ротора турбины состоит в том, чтобы проконсультироваться с источником, у которого Вы приобретаете турбокомпрессор. Конечно, при выборе будет существовать возможность допустить ошибку в ту или иную сторону. И так как выбор происходит в пределах первоначального предназначения системы турбонаддува, имеет смысл выбирать каждый раз запас в большую сторону.

диамтр выхода

Приблизительный диаметр выходного отверстия ротора турбины, требуемый для привода колеса компрессора при заданном расходе воздуха

В то время как основной размер ротора турбины является критерием расхода газа через ротор турбины, отношение А/R даёт инструмент точного выбора из диапазона основных размеров. Чтобы легко понять идею отношения А/R, представьте кожух турбины в виде конуса, обернутого вокруг вала в виде спирали. Распрямите этот конус и отрежьте небольшой кусок на некотором расстоянии от конца. Отверстие в конце конуса -выходное сечение кожуха. Площадь этого отверстия это и есть «А» в отношении A/R. Размер отверстия существенен, поскольку он определяет скорость, с который выходят отработанные газы из улитки турбины и попадают на ее лопатки. При любом заданном расходе газов для увеличения скорости их истечения требуется уменьшение площади выходного отверстия. Эта скорость имеет существенное значение для управления частотой вращения ротора турбины. Необходимо иметь в виду, что площадь выхода влияет на побочный эффект обратного давления отработанных газов и, таким образом, оказывает влияние на процессы, протекающие в камере сгорания двигателя. «R» в отношении A/R — расстояние от центра площади сечения в конусе до оси вращения вала турбины.

диаметры

Определение отношения A/R

Все «А», разделенные на соответствующие им «R», дадут одинаковый результат:

AR

где A-площадьR-радиус

«R» тоже оказывает сильное влияние на управление скоростью ротора турбины. Представьте, что кончики лопаток ротора турбины движутся с той же скоростью, что и газ, когда он попадает на лопатки. Отсюда легко понять, что чем меньше «R», тем выше частота вращения ротора турбины. Следует заметить, что увеличение «R» дает прирост момента на валу турбины для привода рабочего колеса компрессора, поскольку та же самая сила (поток выхлопных газов) прикладывается на большем плече рычага (R). Это позволяет приводить большее рабочее колесо компрессора, если этого требуют условия применения. Тем не менее, чаще всего при выборе турбины варьируют параметр «А», в то время как радиус остается постоянным.

дисметры угла

Увеличение скорости вращения турбины, которая зависит от отношения А/R, почти всегда достигает с изменением площади выходного сечения кожуха турбины при остающемся неизменном радиусе.

Выбор, который кажется логичной отправной точкой для отношения A/R — это одно, а фактически полученный правильный результат — это совсем другое. Обычно неизбежны пробы и ошибки.

давдение на входе

Эффект изменения отношения А/R,все прочие параметры неизменны.

Разумный выбор может быть обоснован количественным образом или, в некоторой степени, качественной характеристикой адекватности реакций турбо системы. Количественная оценка требует измерения давления в выпускном коллекторе или на входе турбины и сравнения его с давлением наддува. Результатом неправильного выбора отношения А/R может стать увеличение инерционности наддува, если отношение слишком велико. Отношение А/R может быть столь большое, что не позволит турбокомпрессору развить обороты, достаточные для достижения желаемого давления наддува. Если отношение, напротив, чрезмерно мало, реакция турбокомпрессора может быть столь быстра, что будет казаться нервной и трудной для управления. Результат проявится и в виде отсутствия мощности в верхней трети диапазона оборотов двигателя. Это будет похоже на атмосферный двигатель с небольшим карбюратором, у которого закрыта воздушная заслонка.

Разделенный выхлопной коллектор

Разделенный выхлопной коллектор позволяет импульсам выхлопных газов быть сгруппированными (или отделенными) по цилиндрам на пути к турбине. Ценная идея такого технического приёма состоит в том, чтобы донести энергию каждого импульса выхлопа к турбине нетронутой с энергией других импульсов. Это может давать ротору турбины немного больший толчок, который заставит ее вращаться. Если рассматривать случай абсолютного разделения импульсов и энергии, подводящихся по выхлопным каналам от восьмицилиндрового двигателя, то ротор турбины получит большее количество энергии, чем это необходимо почти в любой ситуации. Таким образом, разделенный выхлопной коллектор не будет давать значительного улучшения на V8 с одним турбонагнетателем. Для сравнения, четырехцилиндровый двигатель, в котором один рабочий ход происходит каждые 180° вращения коленчатого вала, нуждается во всей энергии, которую он может получить от каждого выхлопного импульса. Сохранение этих импульсов изолированными и не подверженными интерференции позволит получить некоторые улучшения.

выбор турбины

Улитка турбины с разделенным входом теоретически дает небольшое преимущество в характеристиках, обеспечивая подачу импульсов выхлопа в плотной связке к ротору турбины. Этот эффект более заметен в случае двигателей с меньшим числом цилиндров, имеющих таким образом меньшее количество импульсов за каждый оборот двигателя

Две турбины или одна?

Существуют несколько причин для ложного предоставления о целесообразности использовании двух турбин там, где могла бы работать одна. Вероятно, наиболее популярное мифическое преимущество двух турбин взамен одной связано со снижением инерционности. Это заблуждение вообще трудно оправдать. Разделение пополам энергии выхлопа, подаваемой в каждую из двух турбин пропорционально квадрату инерции и кубу расхода газов, необязательно способствует уменьшению инерционности. Несколько турбин подразумевают большее количество мощности, которая зависит от эффективности турбокомпрессора. При прочих равных условиях, выбор турбины большой более эффективен, чем малой.

Для использования двух турбин должны существовать серьезные основания. В частности, такой вариант может быть актуальным в случае V-образных или горизонтальных оппозитных двигателей. Конструкция выпускного коллектора — один из ключей к получению большой мощности, и компоновка с двумя турбонагнетателями, вообще говоря, может сделать конструкцию более совершенной. Потери тепла в окружающую среду из перекрестной трубы в V-образных двигателях может быть значительна. Помните, что это та самая теплота, которая приводит в действие турбину.

Компоновка с двумя турбонагнетателями обычно требует двух вестгейтов. Другая, не менее важная задача — синхронизация этих двух вестгейтов, может быть достигнуто намного лучшее управление скоростью турбины при низких давлениях наддува. Стабильность давления наддува при высоких расходах газов также улучшена. Если используются внешние вестгейты, в отличии от интегрированных, фактическое проходное сечение для отработанных газов может быть увеличено, установив отдельные выхлопные трубы для вестгейтов.

Большая площадь сечения выхлопа для турбины — это всегда усовершенствование системы. Выхлопные трубы от двух турбин будут фактически всегда давать большее увеличение расхода. Например, две трубы диаметром 50 мм обеспечивают существенно большее проходное сечение, чем одна труба диаметром 75 мм.

Еще одна причина превосходства двух турбин при известных условиях то, что теплота разделяется между двумя агрегатами, позволяя каждому, работать с более низким подводом тепла. Теплота, поглощенная материалом турбонагнетателя пропорциональна температуре газов и их массовому расходу. Температура останется тот же самой, но массовый расход газа будет уменьшен вдвое. Таким образом рабочую температуру турбокомпрессора можно понизить, а его предполагаемый срок службы несколько увеличить.

Полезные детали конструкции:

Корпус турбины с жидкостным охлаждением.

Корпус турбины с жидкостным охлаждением — разновидность конструкции, которая может увеличить срок эксплуатации турбокомпрессора в среднем в два раза. Наличие потока охлаждающей жидкости существенно снижает нагрев смазочных материалов при их прохождении через подшипники. Пониженные температуры предохраняют масло от превращения в то, что называют маслом марки X в рекламе Mobil 1. Твердые отложения, накапливающиеся внутри турбокомпрессора, блокирующие, в конечном счете, поток масла и убивающие турбокомпрессор, являются страшной болезнью, названной «закоксовка среднего корпуса турбины» Жидкостно охлаждаемый корпус был создан, потому что слишком многие владельцы автомобилей не удосуживались менять масло по графику, продиктованному наличием турбокомпрессора. Как ни странно, присутствие корпуса турбины с жидкостным охлаждением не предполагает серьезное увеличение интервалов замены масла.

Поворот  улитки турбонагнетателя.

Возможность поворота одной улитки турбокомпрессора относительно другой является полезной особенностью конструкции. Хотя интегрированный весггейт предлагает ряд удобств при проектировании неспортивных систем турбонаддува, он обычно не позволяет улиткам турбокомпрессора поворачиваться на 360″ относительно друг друга. Ограничение поворота улиток может серьезно препятствовать свободе компоновки системы турбонаддува в моторном отсеке.

Соединения турбонагнетателя.

Фланцы кожуха турбины, которые соединяют турбокомпрессор с выпускным коллектором и выхлопной трубой — два наиболее вероятных места неисправностей в системе. Тепловые деформации, конструкция крепежа и прокладок — всё это нельзя сбрасывать со счетов. Вообще говоря, фланцы с большим количеством крепёжных элементов и более толстыми улитками перенесут нагрев с меньшим количеством проблем. Некоторые роторы турбины изготовлены из жаропрочных сплавов с повышенным содержанием никеля. Такие материалы дают заслуживающее внимание увеличению стойкости к высокой температуре и вследствие этого увеличивают долговечность улитке выхлопа.

Выход холодной улитки турбины почти всегда имеет соединение при помощи гибкого патрубка. Гибкость в этом соединении обычно необходима для компенсации возникающих тепловых деформаций турбокомпрессора. Системы с высоким уровнем наддува могут потребовать установки соединительного стержня на выходном патрубке для обеспечения прочности воздуховода, подверженного значительным растягивающим усилиям.

На входе улитки турбины также применяются соединения с использованием гибких патрубков. Их применение допускается в тех системах, где перед турбокомпрессором к воздуху не примешивается топливо. При расположении турбины после карбюратора (в системах с протяжкой воздуха через карбюратор), использования любых резиновых деталей между карбюратором и турбонагнетателем нужно избежать, поскольку топливо будет разрушающе воздействовать на резиновый патрубок. Патрубок большого диаметром позволяет использовать больший диаметр входа в турбину. Большой диаметр на входе обеспечивает низкие потери, а это жизненно необходимо для турбокомпрессора. Будьте уверены, что все патрубки и соединения достаточно жестки, чтобы избежать деформации от небольшого разрежения, созданного воздушным фильтром и расходомерами воздуха, если они имеются.

Выбор турбины и расчёт производительности

4.91 (98.21%) 56 голосов


Лекция 7 Энергетические характеристики турбинных агрегатов

Лекция №13

(Гидроэнергетика 1988 стр. 168-177, Гидроэнергетика 1981 стр. 136-151, Основное энергетическое оборудование ГЭС Васильев, Саморуков, Хлебников, С-П ГТУ, стр.28)

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИННЫХ АГРЕГАТОВ

В настоящее время не имеется достаточно обоснованной методики аналитического представления энергетических характеристик гидроагрегатов. В связи с этим они получаются как эмпирические на основе обработки результатов натурных или модельных испытаний и обладают значительной погрешностью.

Так, для натурных испытаний в зависимости от метода их проведения средняя ожидаемая погрешность к.п. д. будет находиться в пределах 1,6—3,0%. Погрешности модельных испытаний значительно меньше (по к.п. д. в пределах 0,4—1,0%). Однако это совсем не гарантирует того, что такую же точность будут иметь и характеристики натурных гидроагрегатов, полученных методами теории подобия и моделирования.

Наиболее полное и достоверное представление об экономичности работы гидроагрегата дают его рабочие характеристики или характеристики потерь мощности (расхода) в нем. При этом от адекватности их реальному объекту во многом зависит и эффективность работы всей гидростанции в целом.

Эффективным способом получения указанных характеристик является балансовый метод. Замер и расчет отдельных компонент ΔNТ возможен в процессе натурных испытаний, что весьма трудно осуществить на ГЭС для натурной турбины.

Значительно легче, хотя и достаточно сложным путем, можно замерить все составляющие потерь ΔNТ на модельной турбине. Полученные в результате этих экспериментов характеристики компонентов потерь ΔNТ могут далее служить основой для изучения энергетических характеристик реальных турбин, подобных модельной. Иными словами, все особенности энергетических характеристик модельных турбин будут присущи и натурным, и наоборот..

Несколько слов о модельных исследованиях. До того, как начать сооружать реальную турбину турбиностроители изготавливают аналог турбины или модель, по своим пропорциям точно соответствующую будущей турбине, но относительно небольшую по размерам. Исследуются все характеристики модели и затем с использованием теории подобия эти характеристики могут быть пересчитаны на реальную турбину. Удобно было бы иметь характеристики модели, диаметр рабочего колеса которой равен 1 м и эксперименты проведены для напора 1 м. На самом деле эксперименты проводят на моделях различных размеров для любого напора, но полученные характеристики пересчитывают по соответствующим формулам приведения к приведенной частоте вращения ротора n’I и приведенному расходу Q’I:

(1)

Как известно, основными видами потерь в гидротурбине являются объемные, гидравлические и механические. На рис. 1 показаны в общем виде кривые зависимостей потерь мощности в турбине, полученные экспериментально для модельной поворотно-лопастной турбины в диапазоне расходов от Q’Iмин=Qxxдо Q’Iмакс(N’Iмакс ).

Механические потери ΔNмех малы и слабо зависят от режима турбины.

Гидравлические потери, в которые обычно включаются и объемные из-за трудности их выделения, изменяются по-разному при изменении нагрузки. Так, потери напора в спиральной камере, статоре турбины и направляющем аппарате ΔNрк уменьшаются с увеличением нагрузки.

Потери мощности в отсасывающей трубе ΔNотс и с выходной скоростью потока ΔNвых увеличиваются с повышением Q’Iпо степенной зависимости с показателем степени больше двух.

Суммированием всех видов потерь на рис. 1 получена зависимость ΔNТ (Q’I) и затем c использованием известных соотношений ηт(Q’I) и N’I (Q’I). Наиболее существенными особенностями кривых являются их непрерывность, а также наличие некоторых особых, или критических точек, где соответствующие показатели достигают своих предельных или характерных значений. Эти точки присущи разным характеристикам, что и определяет необходимость совместного использования последних для анализа режимных показателей турбины. Критические точки должны служить для проверки правильности построения различных характеристик турбины.

Условимся располагать и нумеровать критические точки следующим образом: 1 — точка холостого хода; 2 — минимум потерь мощности; 3 — максимум кпд; 4 — максимум полезной мощности.

В точке 1 Qхх≠0; N’I=0; ηт=0; ΔNТ≠0; ΔNТ*→∞.

В точке 2 минимального значения достигает характеристика ΔNТ(Q’I), особенностью которой является интенсивное увеличение гидравлических потерь и, следовательно, ΔNТ при увеличении Q’I.

Характеристика мощности от расхода для модельной турбины определяется выражением:

N’I = NIподΔNТ = 9.81Q’I− ΔNТ(Q’I) (2)

Алгебраическая сумма прямолинейной NIпод(Q’I) и выпуклой ΔNТ(Q’I) зависимостей дает основание сделать заключение о том, что NI‘(Q’I)вогнутая кривая с экстремумом — максимумом в точке 4.

На основании имеющихся характеристик NI‘(Q’I) и ΔNТ(Q’I) можно построить зависимость ηт(Q’I) по выражению

Из (8.41) следует, что ηт(Q’I) — вогнутая кривая, имеющая максимум в точке 3.

Перестроим полученные на рис. 1 характеристики в зависимости от NI (рис. 2).

На рис. 2 представлена зависимость ΔNТ*(N’I), которая так же как и кривая ΔNТ (N’I). Быстрое увеличение ΔNТправее точки 2 ведет к тому, что КПД турбины вначале достигает своего максимума в точке 3, затем резко снижается, что ведет к уменьшению NI при увеличении QI (рис. 1 и 2).

Получение точки 4 возможно только на нисходящей части кривой ηт(Q’I), где (d ηт/dQI‘) <0. Причем в точке 4 действительно достигается максимум, что следует из отрицательного значения второй производной ηт по QI‘ правее точки 3.

Достаточные условия минимума ΔNТ (Q’I) в точке 2 и максимума ηт(Q’I) в точке 3 определяются по знаку второй производной. Например, положительность знака второй производной ΔNТ по QI‘ определяет достижение минимума ΔNТ в точке 2.

В точке 3 будут совпадать касательная к характеристике ΔNТ (Q’I), (а также к характеристикам ΔNТ(N’I), QI‘ (N’I)) и прямая, проведенная из начала координат к этой точке.

В точке 3 совпадают по абсолютному значению дифференциальные и удельные показатели турбины, которые для модельного агрегата численно равны (9,81 ηт)-1 при Нт=1 м.

В точке 2 с минимумом ΔNТ дифференциальный показатель модельной турбины будет равен 9,81-1 при d ΔNТ /d NI‘ = 0.

Отметим однозначность всех кривых, построенных на рис. 1 и 3, где независимой переменной является расход. Кроме того, следует напомнить, что турбины на ГЭС обычно выбираются так, чтобы их реальная предельная мощность была меньше максимально допустимой при напоре Нт, т. е. меньше NТ в точке 4.

Перечисленные закономерности изменения энергетических характеристик поворотно-лопастных модельных турбин справедливы для натурных турбин и дают возможность проверки корректности построения любых фазовых или универсальных характеристик.

Общий вид фазовых (линейных) характеристик натурных турбин будет аналогичен виду модельных при замене условия nI‘= const на соответствующее ему значение Hт = const (при п=const): QIна QТ, NI на NT и т. д.

Для радиально-осевых турбин в отличие от поворотно-лопастных характерно наличие одной или нескольких зон с локальным повышением потерь мощности и снижением КПД. Объясняется это наличием режимов с повышенной вибрацией и кавитацией, которые соответствуют малым нагрузкам и расположены до точки 3 (рис. 4). В этих зонах рабочие по КПД характеристики радиально-осевых турбин имеют перегиб. Снижение КПД здесь может достигать 2—3% и более.

Наличие перегиба на ηт(NТ) при Нт = const ведет к появлению нескольких экстремумов на кривых ΔNТ (NТ) и ΔQТ(NТ) (точки 2’, 2″ и 2′» на рис.4). В этих же точках QТ(NТ) имеют касательные, параллельные прямой ηт=1, где NТпод= NТ.

В точке 3 дифференциальный показатель гидроагрегата равен 102/ЯТ т]т на основании анализа выражения

Дифференциальная характеристика радиально-осевой турбины при Нт=const также имеет свои особенности, например, имеет одинаковые значения дифференциальных показателей в точках 2′, 2″ и -2»’ , что следует из выражения

(3)

В точке 3 дифференциальный показатель гидроагрегата равен 102/НТ ηт на основании анализа выражения

(4)

Дифференциальные характеристики qNТQ(Q) будут определяться как обратные функции qQТN (N).

Рассмотрим более подробно особенности получения дифференциальных характеристик турбины (иногда их называют характеристиками относительных приростов).

В настоящее время наиболее распространены характеристики qQТN (N) при Hт=const. Из-за отсутствия аналитической зависимости QT от NТ расчет ведется численными методами. Если в качестве qQTN использовать отношение приращений δQ к δNТ, то с учетом погрешности QT(NТ) в 2—3% и более погрешность qQТN будет в десятки раз больше, что совершенно недопустимо. В связи с этим рекомендуется применять известные математические методы, снижающие эту погрешность. Например, использование в расчетах qQТN характеристик ηт(NТ), ΔNТ (NТ), или ΔQТ(NТ), которые дают значительно меньшую погрешность, чем расходные характеристики.

Для расчета qQТN рекомендуется выражение (3) или (4). Входящие в них производные могут быть рассчитаны методом конечных приращений по характеристикам ΔNТ(NТ), и ηт(NТ). Так как для поворотно-лопастных и диагональных турбин кривая qQТN (NТ) монотонно возрастающая, а кривая qтуд имеет вид параболы с экстремумом-минимумом в точке 3 (рис. 4,а), то, следовательно, левее точки 3 qTyд>qQTN, а правее — наоборот. Та же закономерность будет справедлива и для радиально-осевых турбин (рис. 4,6).

Энергетические характеристики гидрогенераторов в отличие от характеристик турбин могут быть получены балансовым методом и для действующей ГЭС.

На рис. 5 представлены зависимости потерь мощности в гидрогенераторе в долях КПД для основных составляющих ΔNГ.

Особенностью ηr(Nr) в рабочем диапазоне его нагрузок (не менее 0,5 NГном) является очень малый диапазон изменения ηr как правило, не превышающий 1—5%. Отсюда и малый диапазон изменения и других показателей режима гидрогенератора.

На рис.5 представлены и другие энергетические характеристики гидрогенератора, построенные на основе использования формул:

и знания характера кривой ηr(Nr). Дифференциальная характеристика гидрогенератора может быть построена с использованием следующих выражений (при cosφ = const):

, или

, где

(5)

Зависимость ΔNГ*(NГ) является обратной функцией ηГ(NГ), как и qГуд(NГ). Однако если ΔNГ*(NГ) при NГNГHOM непрерывно приближается к нулю, то qГуд(NГ)к единице. Кривая ΔNГ(NГ), как и qГ(NГ), выпукла, очень полога и монотонно возрастает, причем qГ(NГ) всегда меньше qГуд(NГ), так как точка максимума КПД генератора в рабочем диапазоне нагрузок обычно не достигается.

Погрешность получаемых характеристик гидрогенератора, как правило, не превышает 0,5—1%.

На основании имеющихся характеристик турбины и гидрогенератора несложно с использованием уравнения баланса мощностей (NГ= Nа=

NТпод— ΔNа=9.81 QTНТ ηа) получить характеристики гидроагрегата в целом.

Общий вид всех энергетических характеристик агрегата будет определяться именно турбинными характеристиками.

При известных характеристиках водоводов, турбины и генератора на основе балансового метода можно рассчитать и энергетические характеристики агрегатного блока в целом, включая и напорные водоводы. Общий вид характеристик блока в рабочей зоне изменения нагрузок будет аналогичен агрегатным характеристикам. При этом подведенная мощность агрегатного блока и мощность агрегатного блока связаны с подведенной к турбине мощностью следующим соотношением:

,

где ;

;

(6)

Наконец рассмотрим, как изменятся энергетические характеристики агрегата при Нт=var. Механические потери здесь практически не изменятся. С увеличением Нт будут изменяться лишь гидравлические потери в агрегате (рис. 6). Это вызовет уменьшение КПД и смещение его максимума при росте Нт в зону меньших нагрузок. Соответственно изменятся и все остальные характеристики гидроагрегата.

Очевидно, что при Нт=vаг будут изменяться лишь характеристики турбины. При этом пропускная способность турбины и ее мощность будут повышаться с увеличением Нт, тогда как предельная мощность генератора будет неизменной. Для учета этого вводят понятие расчетного напора по мощности НрN, равного минимальному значению Hт = Hа, при котором гидроагрегат может работать с полной установленной мощностью, лимитируемой генератором, т.е. N а=Nауст при cosφ = const, иными словами:

Nамакса)= Nауст= Nаном при На≥НрN

Nамакса) при НарN (7)

Разница между Nауст и Nамакса) при НарN называется связанной по напору мощностью ΔNсвяз:

ΔNсвяза) = Nауст — Nамакса). (8)

Расчетному напору, выбираемому на основании технико-экономических расчетов, соответствует, как правило, Qа= Qамакс, а0 = а0макс и φ0 = φ0макс.

Предельная мощность поворотно-лопастных и диагональных турбин при НарN будет ограничиваться их пропускной способностью для данного На. При этом значение Qапреда) для НарN снижается с уменьшением На. Расчет ее можно приближенно производить по формуле:

(9)

где Qапред и Qамакс — предельные расходы гидротурбин при На и НрN.

Правильно выбранный Нр совпадает с точкой пересечения линии а0макс = =const (ограничение по турбине) и Nауст (ограничение по генератору). Для. поворотно-лопастных и диагональных турбин через эту точку проходит изолиния φ макс, не ограничивая режим гидрогенератора в целом (рис. 7,а и б).

На рис. 8.7,в приведен, случай неправильного выбора НрN, а на рис. 7,б показано влияние изменения cos φ на показатели агрегата.

Наиболее полная картина энергетических особенностей гидроагрегата получается, если рассмотренные на рис. 7 зависимости представить в координатах На, Nа или На, QT (рис. 8). На них обычно наносятся изолинии На = const, иногда QT = const или Na=const, а также a0=const и φ = const. Для приплотинных деривационных ГЭС вместо Hа на эксплуатационных характеристиках указывается Hа.бл, расчет которого производится с учетом баланса мощностей (§ 8.1).

Энергетические характеристики агрегатов с активными ковшовыми турбинами во многом будут аналогичны характеристикам поворотно-лопастных и диагональных турбин. Для этих агрегатов большое значение приобретают именно характеристики агрегатного блока, где учтены потери: ΔNвод, ΔNт и ΔNг. Доля ΔNвод в ΔNа.бл иногда может превышать сумму ΔNт и ΔNг. Для ковшовых турбин не играет особой роли изменение Нт и На.бл.

Рис.1 Рис.2

Рис.3

Рис.4

Р

Рис.6

Рис.5

ис.5

Р

Рис.8

ис.7

12

17.Основные параметры турбины. Способ охлаждения деталей турбины.

К числу основных параметров элементарной ступени осевой турбины, как и ранее для осевого компрессора, относятся две группы параметров. Первая группа – геометрические и газодинамические параметры профиля, скорости потока, числа М, углы поворота, углы атаки и отставания, конфузорность течения и др. Ко второй группе относятся специфические параметры, введенные и используемые в теории турбомашин – степень реактивности, коэффициент теоретической работы и коэффициент расхода. Рассмотрим последовательно эти основные параметры элементарной ступени осевой турбины. Параметры, относящиеся к охлаждению, составляют самостоятельную группу.Элементарная ступень осевой турбины состоит из неподвижной решетки СА – статора – и расположенной после нее решетки РК – ротора, – перемещающейся относительно неподвижного СА со скоростью u. За последней ступенью может быть установлен спрямляющий аппарат для обеспечения осевого направления потока на входе в затурбинное устройство Под охлаждением газовых турбин понимают снижение рабочей температуры материала лопаток турбин по сравненению с более высокой температурой обтекающего их газового потока благодаря использованию различных устройств или систем. Охлаждение турбин является частью общей системы охлаждения различных элементов, деталей и узлов двигателя, но имеет ряд особенностей. Главная из них заключается в том, что для этой цели применяется так называемое внутреннее охлаждение с использованием теплоносителя, протекающего по специальным Внутренним полостям в сопловых и рабочих лопатках. Кроме того, слабое снижение температуры материала достигается также внешним охлаждением за счет естественного отвода тепла и за счет теплоизлучения горячих частей, корпуса турбины, при охлаждении подшипников турбины смазывающим их маслом, при обдуве дисков турбины и специальной продувке охлаждающим воздухом замков турбинных лопаток и т. д. Классификация систем внутреннего охлаждения с использованием теплоносителей, циркулирующих в специальных каналах внутри турбинных лопаток, начинается прежде всего с указания типа теплоносителя – жидкостное и газовое.Жидкостное охлаждение, предполагающее, как правило, замкнутую схему циркуляции охлаждающей жидкости, имеет ряд преимуществ, обусловленных прежде всего высокой теплоемкостью охлаждающего теплоносителя, а следовательно, высокой эффективностью работы такой системы охлаждения. Однако конструктивные сложности реализации такой системы сделали до настоящего времени нецелесообразным ее применение в авиационных ГТД. Главные сложности определяются необходимостью обеспечить надежное уплотнение в местах ввода и вывода жидкостного теплоносителя из вращающегося ротора. Этих недостатков лишены лопатки с естественной циркуляцией, работающие по принципу термосифона, но и они не получили пока применения в системах охлаждения в основном из-за усложнения и утяжеления конструкции лопаток и дисков.

18.24. Формы проточной части многоступенчатых турбин

При конструировании отдельных блоков (каскадов) многоступенчатой турбины с расположенными непосредственно друг за другом отдельными ступенями (или в случае одноблочной конструкции) возможны различные формы проточной части в меридиональном сечении. Наиболее характерные три формы ПЧ показаны на рис. Основные конструктивные размеры многоступенчатой турбины обозначаются по типу рис. 8.31.

Проточная часть с Dт=const (рис. 8.55, а) позволяет получить наибольшие значения окружных скоростей во всех ступенях, что можно использовать для уменьшения числа ступеней или для увеличения значений их коэффициентов нагрузки. Ее достоинством является также цилиндричность наружного обвода меридионального сечения турбины н=0 В этом случае величина радиального зазора не изменяется при взаимном осевом смещении ротора и статора турбины, обычного при работе двигателя.Недостатком такой формы проточной части является повышенная масса.К числу недостатков следует отнести повышенные вторичные и концевые потери в первых ступенях из-за малых высот лопаток этих ступеней.

Проточная часть с Dвт=const при том же числе ступеней, что и в случае с Dт=const в принципе могла бы иметь меньшую массу, чем другие проточные части. Однако пониженные значения окружной скорости в первых ступенях могут чрезмерно увеличить коэффициенты нагрузки, для снижения которых целесообразно увеличить число ступеней, и тогда выигрыша в массе всей турбины может и не быть. Такая ПЧ может оказаться целесообразной у турбин маломощных двигателей с малым расходом газа, когда при выборе основных размеров турбины важно обеспечить приемлемые высоты лопаток.

Проточная часть с Dcp=const (рис. 8.55, б) является промежуточной. Ее основным достоинством является равномерное распределение угла уширения меридионального сечения проточной части (н=вт) по наружному и корневому диаметрам проточной части. При проектировании турбины следует не допускать повышенных значений углов раскрытия (рекомендуются н (вт)≤20…25°), для чего выбираются соответствующие значения удлинения лопаток. На практике часто применяются комбинированные и промежуточные формы ПЧ

6.7. Основные параметры многоступенчатой турбины и их связь с параметрами её ступеней

Для современных ГТД работа, которую можно получить на валу одной ступени турбины, значительно меньше, чем требуется для вращения компрессора и других потребителей мощности. Поэтому в них обычно применяются многоступенчатые турбины.На рис. 6.8 приведена схема трехступенчатой турбины ГТД, а на рис. 6.9 показан процесс расширения газа в такой турбине. Турбина состоит из ряда последовательно расположенных ступеней, каждая из которых имеет сопловой аппарат и рабочее колесо. Здесь г – сечение на входе в турбину; т – сечение на выходе из нее; 2I 2II, 2III сечения на выходе соот­ветственно из первой, второй и третьей ступеней. Процесс расширения газа в такой турбине состоит из последовательного понижения давления в первой, второй и т. д. ступенях.

Рис. 6.8. Схема проточной части

многоступенчатой турбины

Рис. 6.9. Процесс расширения

газа в трехступенчатой турбине

в р,υ— координатах

Рассмотрим параметры турбины и установим связь их с параметрами ступеней, из которых состоит турбина.

Степень понижения давления в турбинеопределяется по статическому давлению на выходеили по полному давлению.Очевидно, что

, (7.1)

где степени понижения полного давления в первой, второй и т.д. ступенях, аz число ступеней.

Работа на валу турбиныравна сумме работ ступеней

. (7.2)

Располагаемый теплоперепад (адиабатная работа расширения) для многоступенчатой турбины определяется таким же образом, как и для ступени, т.е.

,

где , а теплоемкость газазависит от его состава и температуры.

Аналогично (в параметрах заторможенного потока)

.

Адиабатная работа расширения газа в турбине не равна сумме адиабатных работ расширения газа в ее ступенях. Вследствие того, что температура (и энтальпия) газа на входе во вторую, третью и т.д. ступени в реальном процессе вследствие выделения теплоты трения оказываются выше, чем в идеальном (рис. 6.9), адиабатная работа расширения газа в каждой из них повышается. Поэтому сумма адиабатных работ (располагаемых теплоперепадов) во всех ступенях оказывается больше, чем адиабатная работа расширения газа в турбине в целом на величину, эквивалентную заштрихованной на рис. 6.9 площади. Этот эффект принято называтьвозвратом теплотыв многоступенчатой турбине.

Такой же результат дает и анализ процесса расширения газа в параметрах заторможенного потока

, или , (7.3)

где коэффициент >0 называетсякоэффициентом возврата теплоты.

Коэффициенты полезного действия турбины:

; (7.4)

(7.5)

. (7.6)

Средний коэффициент нагрузки ступеней турбины

, (7.7)

где окружная скорость на среднем радиусе рабочего колесаi– той ступени.

Рассмотрим далее связь между КПД турбины и КПД ее ступеней. Согласно определению КПД ступени в параметрах заторможенного потока равен. Тогда в соответствии с формулой (7.2)

.

Следовательно, согласно формуле (7.6), КПД турбины в целом равен

. (7.8)

Если КПД всех ступеней одинаков, т.е. , то. Но согласно (7.3).Следовательно,

. (7.9)

Таким образом, вследствие наличия возврата теплоты КПД много­ступенчатой турбины оказывается в (1+) раз выше, чем среднее значение КПД ее ступеней.

Обычно = 0,01…0,02, т. е. КПД турбины превышает КПД ее ступеней на 1…2%.

46. Характеристики многоступенчатой турбины (характеристика Парсонса)

Для сравнения различных типов турбин является желательным установление коэффициента, позволяющего, не вдаваясь в отдельные детали конструкции и не производя детального расчета турбин, оценить хотя бы приближенно качество машины и сопоставить ее с другими известными турбинами.

При изучении одноступенчатых турбин указывались, что величины изависят от отношенияu/C1=x. Это отношение можно назвать также характеристикой и многоступенчатой турбины. Однако в многоступенчатых турбинах зависимостьиот скоростей много сложнее. Парсонсу удалось однако подметить, что при одинаковых скоростных коэффициентов φ и ψ две турбины одинаковой мощности с разным числом ступеней и разными числами оборотов будут иметь одинаковых к.п.д., если они имеют одинаковую величину отношения

Распределение перепада тепла между отдельными ступенями при этом на к.п.д. не влияет.

Вывод формулы Парсонса

Адиабатический перепад ступени без использования входной скоростей

Означить, отношение u/C1 =xuможно записать

, Дж/кг

Пусть многоступенчатая турбина имеет z1ступеней, имеющих окружную скоростьu1;z2ступеней, имеющих окружную скоростьu2и т.д. и отношениеxu=u/C1 одинаково для всех ступеней.

Тогда теплоперепад, приходящийся на первое z1ступеней, имеющих окружную скоростьu1составит

Для вторых z2ступеней, имеющих окружную скоростьu2получим

— откуда

где и— суммарный перепад тепла вz1иz2ступенях

Т.о. для всей турбины имеем

Обозначим через

и через— суммарный располагаемый теплоперепад для всей турбины.

Откуда характеристика турбины

или

т.е. характеристика Парсонса упропорциональна.

Т.к. к.п.д. каждой ступени зависит, т.о., от величины ха, а последняя равна

или

Т.о. характеристика Парсонса является величиной дающей понятие о к.п.д турбины и о наивыгоднейшем силе ступеней турбины.

На графике, например, дана зависимость эффективного к.п.д. конденсационных турбин различных конструкций от величины у

Кривая показывает, что при малом числе ступеней, незначительное увеличение хавызывает заметное увеличение к.п.д. турбины.

Следовательно, незначительное увеличение числа ступеней, числа оборотов или увеличение диаметров в зоне малых у и хадает значительный экономический эффект. Наоборот, в области больших хакривая идет полого, поэтому значительному увеличению хасоответствует ничтожное приращение к.п.д.

47. Работа турбины на переменных турбинах

Эксплуатационные режимы паровой турбины должны подчиняться ряду требований, связанных с условиями работы приводимой машины. Так, например, если турбина приводит в движение генератор переменного тока, то частота этого тока должна сохраняться постоянной, а следовательно скорость вращения турбины не должна меняться, несмотря на изменения нагрузки.

На рисунке в зависимости от скорости вращения построены линии изменения момента Мт, создаваемого в турбине потоком пара. Каждая из этих линий отвечает постоянному пропуску пара. С увеличением расхода пара линия Мтрасполагается выше и протекает круче.

На этом же рисунке кривые Мгизображают моменты на валу генератора при различной нагрузке.

При мощности N1 момент генератора Мг1 = Мт1моменту турбины, что соответствует точке А. Если в результате отключения потребителя генератор перейдет на характеристику, изображаемую линией Мг2, а расход пара через турбину не изменится, то новое равновесие между турбиной и генератором будет достигнуто в точке В. В этом случае турбина и связанный с ней генератор могут переходить от обычного устойчивого режима работы к другому без какого-либо автоматического воздействия на эти агрегаты. Такая способность перехода к новому устойчивому режиму называется свойством саморегулирования, которое определяется тем, что при повышении скорости вращения момент турбины уменьшается, в то время как момент, обусловленный нагрузкой генератора, растет.

Возникающие в процессе саморегулирования изменения скорости вращения турбины очень велики и недопустимы, так как при этом в широких пределах изменяется частота электрического тока и экономичность турбины.

Для того, чтобы число оборотов турбогенератора оставалось постоянным или почти постоянным, необходимо в случаях изменения нагрузки генератора изменять также пропуск пара через турбину.

Так, например, при переходе генератора с характеристики Мг1на характеристику Мг2необходимо одновременно, изменив расход пара через турбину, перейти на ее характеристику Мт2. Тогда новое положение равновесия будет достигнуто в точке С при числе оборотов, которое лишь незначительно отличается от числа оборотов турбины в точке А.

Для перехода с одной мощности на другую необходимы специальные органы, уменьшающие или увеличивающие расход пара через турбину, т.к. мощность турбины определяется уравнением

N2=GHaηе

Изменение расхода пара через турбину достигается парораспределением, которое может быть выполнено по одному из следующих способов:

  1. Если все количество пара, подводимого к турбине, регулируется одним или несколькими клапанами, после которых пар направляется к общей сопловой группе, то такая система называется дроссельным парораспределением.

  2. Если пар протекает через несколько регулирующих клапанов, каждый из которых подводит пар к самостоятельному сопловому сегменту, причем открытие клапанов производится последовательно, то парораспределение называется сопловым.

  3. Если после открытия полного подвода пара к сопловой решетке первой ступени для дальнейшего увеличения пропуска пара он начинает подводиться к одной из промежуточных ступеней, в обход первой или нескольких первых ступеней, то система называется системой обводного парораспределения.

  4. Иногда применяют комбинированное парораспределение, при котором вначале пар через несколько сопловых групп подводится к регулирующей ступени, а для увеличения нагрузки до максимальной устанавливаются обводные клапаны, подводящие пар к одной из последующих ступеней.

  5. Наконец, в турбинах, главным образом, рассчитанных на высокое давление и высокую начальную температуру, а также в судовых турбинах иногда применяют внутренний обвод, при котором пар из камеры регулирующей ступени через обводной клапан подается в обход нескольких первых нерегулируемых ступеней. Одновременно с открытием внутреннего обводного клапана открывается так же дополнительная сопловая группа, через которую подводится парк регулирующей ступени. При этом, нарчиная с момента открытия обводного клапана, давление и температура в камере регулирующей ступени сохраняются приблизительно постоянными.

Отправить ответ

avatar
  Подписаться  
Уведомление о