автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей оптимизацией газодинамических, геометрических и режимных параметров

На правах рукописи

Боровиков Александр Владимирович

УЛУЧШЕНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ КОМПРЕССОРОВ ТУРБОНАДДУВА ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ ОПТИМИЗАЦИЕЙ ГАЗОДИНАМИЧЕСКИХ, ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И РЕЖИМНЫХ ПАРАМЕТРОВ

Специальность 05 04.02 - Тепловые двигагели

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Санкт-Петербург 2005

Работа выполнена в Государс! венном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский государственный аграрный университет»

Научный консультант Заслуженный деятель науки и техники РФ,

доктор технических наук, профессор Николаенко Анатолий Владимирович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Петриченко Михаил Романович; доктор технических наук, профессор Лазарев Евгений Анатольевич; доктор технических наук, профессор Ложкин Владимир Николаевич

Ведущая организация: ОАО «Звезда», Санкт-Петербург

Защита состоится июня 2005 г. в 14— на заседании диссертацион-

ного совета Д 220.060 05 при Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский государственный аграрный университет» по адресу: 196601, Санкт-Петербург - Пушкин, Петербур! ское шоссе, д. 2, ауд. 2/529.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного аграрного университета.

Abiореферат разослан « » мая 2005 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, д-р тех наук, профессор

Т Ю Сапова

ШООЬ}

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. Основу номенклатуры выпускаемых дизелей сегодня в России составляю! транспортные агрегаш, форсированные турбонаддувом и значительную часть времени работающие на неноминальных режимах Вследствие зтого проблема повышения их технико-экономического уровня имеет важнейшее хозяйственное значение Одним из основных направлений, позволяющих обеспечить комплексное повышение эксплуатационных показателей транспортных дизелей (1Д) (топливная экономичность, надежность, эко-ло! ическая безопасность) являе1ся использование высокоэффективного турбонаддува с высоким кпд компрессора на номинальных и неноминальньгх режимах работы, включая облает с повышенными значениями чисел Маха и с обеспечением равномерности подачи воздуха в цилиндры. Повышение кпд компрессора с ростом давлений наддува' позволяет повысить коэффициент наполнения цилиндра ТД. снизи! ь затраты на совершение насосных ходов и в результате уменьшить удельный расход топлива; позволяет снизить температуру выпускных газов и в результате повысить надежность цилиндро-поршневой группы, позволяет снизить максимальную температуру цикла, повысить дисперсность распиливания топлива, улучшить смесеобразование и в результате уменьшить дымность и содержание токсичных выбросов.

Целью работы является улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами (РК), лопаточными (ЛД) и безлопагочными (БЛД) диффузорами оптимизацией газодинамических, геометрических и режимных параметров, позволяющее одновременно повысить эксплуатационные показатели 1Д

Научная новизна работы заключается

- в разработке уточненной физической модели течения и потерь в проточной части (ПЧ) безлопаточных и лопаточных элементов компрессоров турбонаддува IД на основе пот 1е-мс1пных исследований и физических экспериментов по визуализации низкоэнергетических зон в осерадиальных по;гуоткрытьгх РК различной напорности на режимах реальной нагрузки с учетом наличия осевого зазора между корпусом и РК и в ЛД с пониженной радиальной протяженностью, характерной для высоконагорных компрессоров наддува автотракторных дизелей, на номинальных и неноминальньгх режимах работы;

- в разработке расчетно-методического комплекса для оптимизации и проектирования ПЧ компрессоров турбонаддува ТД. содержащего авторские и известные адаптированные методики. основанные на предположениях и допущениях физической модели,

- в разработке методик расчета энергетических и напорных характеристик, включая методику расчета коэффициента теоретического напора для осерадиальных полуоткрытых РК с произвольной геометрией выхода лопаток на основе схемы течения «сгруя-спед» с определением ширины зоны отрыва по результатам расчета распределения скоростей в решетке и параметров пограничного слоя;

- в разработке методики расчета потерь в осевом зазоре между осерадиальным полуоткрытым РК и корпусом и математической модели данных потерь на основе экспериментальных данных влияния вращения РК и кривизны канала,

- в разработке конструкций ПЧ высокоэффективных осерадиальных полуоткрытых базовых РК для построения параметрических рядов турбокомпрессоров в диапазонах значений параметров- коэффициент расхода Фр=0,06 0,1, коэффициент теоретического напора у/ г =0,7. 0,9, потоковая диффузорность / и-, =1.2 1,4;

- в разработке методики расчета характеристики ЛД учитывающей задаваемые по обобщению экспериментов входные профили скорости, позволяющей получить профили скоро-

слей на выходе диффузора, разделить потери на виды учитывать неравномерность потока по ширине канала и окружности,

- в разработке инженерной методики проектирования ПЧ компрессора турбонаддува ТД с учетом работы на неноминальных режимах и влияния несгационарности подачи воздуха в цилиндры,

- в разработке технологии ияптовления осерадиапьных почуоткрытых РК с оптимальной и неоптямальной (повышенной) [устотой решетки на входе, вкчючающсй разработанный метод линейчатых поверхностей для аналитической) описания формы лопаюк пространственного вращающегося направляющего аппарата ПША) и основные технотогические принципы движения режущего инструмента многокоординатного фрезерного сладка с ЧПУ,

- в разработке атаса экспериментальных характеристик высокоэффективных двухзвеиных ступеней с ЬЛД, являющихся исходными для моделирования их на любые параметры при расчете и проектировании компрессоров турбонаддува ГД

Достоверность научных положений и полученных в работе резулыатов подтверждена экспериментальными данными, порученными автором с использованием разработанной современной методики комплексного экспериментального иссчедования турбокомпрессоров наддува включающей физические исследования, модельный эксперимент в условиях реальных нагрузок и стендовые испытания промышленных образцов Идентификация принятых расчетных моделей по выполненным экспериментам дает положительный результат и соответствует физической модели гечения и потерь, современным представлениям о аэродинамических процессах в компрессорах турбонаддува ТД и данным дру1 их авторов и организаций

Практическая значимое гь. Работа выполнялась по планам госбюджетных и хоздоговора« научно-исследовательских работ кафедр «Компрессо [построения им К.П. Селезнева» СПбГПУ, «Автотранспортные средства» СПбГАСЭ, «ДВС и теплотехника» СПбГАУ и в соответствии с Государственными программами модернизации турбокомпрессоров ТД и темаютеским планом НИР Министерства образования и науки России

Результаты исследований реально внедрены на промышленных предприятиях России В ГКБТ (i 11енза) и ОАО «Иенздшельмаш» создан ряд турбокомпрессоров наддува 4-го поколения ТД, включающий модернизированные конструкции и образцы с абсолютной принципиальной новизной, имеющий к п д компрессоров равный 0,82 .0.84 11роизводсчиенный выпуск компрессоров ТК-21, IK-23, ГК-26, ТК-30, ТК-34, ТК-35, IK-41 на параметры - отношение давлений 7гк =2 3.5, проитодичельность in-2,3 5,7 ki/сек. для дизелей мощностью 600 4000 л с. в том числе используемых для комплектации IД зарубежного производства, составил около 5 тыс экземпляров Новые модели имеют кпд компрессоров на 4 6% выше отечественных аналогов Их использование позволило снизить удельный расход топлива на 3 4 г/кВт час, дымпость гпработавших газов снижена на 8 10% Турбокомпрессор ТК 35В-08. конструкция 114 которого выполнена с абсолютной принципиальной новизной (АС № 15663317) на уровне мировых аналогов с параметрами я =2,66, т= 5.34 кг/сек, г]к~0,84, устанавливается на дизели 6ЧН 40/46 ГТ! «Русский дизель» и 6РС 2-5,1 фирмы PIELSTICK (Фратщия) В соответствии с программой модернизации техно чо! ического оборудования АТС с непосредственным участием автора и использованием расчетно-методического комплекса был рафаботан, изготовлен и передан в производство заказчику (ГП «Русский дизель» г Санкт-ПешрбурО новый высокоэффективный турбокомпрессор ТК-88 с параметрами пг~27, т -18 ki 'сек. т;, =0 84 для дизеля 88'1 моишостыо 6300 л с При выполнении проекта была рафаботана и внедрена на ПО им В Я Климова и ПО «Красный Октябрь» (i Сан ki-Петербург) техно ioi ия изготовления осерадиальных полуоткрытых 1'К с номинальной и повышенной густотой решстки на входе на многокоординатпом фрезерном

станке с ЧПУ По результатам исследования ДЦ с пониженной радиальной протяженностью был разработан промьплленный образец высокооборотного воздуховсасывающего arpei"ara для мобильной мапшны и внедри в НПО «Ленинец» (г Санкт-Пстербур1) По сравнению с аналогом разрежение на всасывании увеличено на 28 30% и составляет 20000 25000 Па, массогабаришые параметры уменьшены на 25% Результаты исследования ПЧ малоразмерных машин внедрены и применяются для проектирования турбокомпрессоров ТКР-8,5 и ТКР-11 автотракторных дизелей наЧТЗ (г. Че. шбинск) Апробация работы.

Основные положения проведенного исследования докладывались и обсуждались на. VII, VIII, IX В1ЛК по компрессоростроению (г Казань, КХГИ, 1985, г Сумы, 1987, г Казань, КХТИ, 1995), ВНТК «Научные проблемы современного энергетического маши-носгроения и их решение» (i Ленинград. ЛИИ, 1987), Всесоюзном симпозиуме «Повышение эффективное!и производства в рационатьном использовании сырьевых, материальных и трудовых ресурсов (г Кутаиси, 1988), ВНТК «Проблемы экологии и ресурсосбережения» (Черновцы, ЧТУ, 1990), ВМК «Газогурбинные и комбинированные установки» (г Москва, МГГУ, 1992); ВНПК «Социально-экономические и технологаческие проблемы сервиса» (г. Санкт-Петербург, СП61 ИСО, 1999), ВНТК «Научные и практические вопросы совершенствования эксплуатации мобильных машин в современных условиях» (i Санкт-Петербург, ВиТУ, 2001), II МК «Технологии третьего тысячелетия» ([.Санкт-Петербург, 2002), VII МК «Наука - индустрии сервиса» (i Москва, МГУС, 2002), ВК «Бытовые машины и приборы подготовка кадров, производство, сервис» (г Санкт-Петербург, СИбГАСЭ,

2002); V МК «Современные средства управления бьгговой техники» (г. Москва, МГУС,

2003), МНПК «Инновационные подходы к ра житию сферы сервиса» (i Санкт-Петербург, СП61 АСЭ, 2003), ВШТС «Улучшение эксплуатационных показателей двигагслей тракторов и автомобилей» (г Санкт-Петербург, СПбГАУ, 2004), научно-юхнических советах СКЬГ (i Пенза, 2004), ЧТЗ (г. Челябинск, 2004), семинарах кафедр «Компрессоростроения им К П Селезнева» СПбГПУ, «Автотранспоргные средства» СПбГАСЭ, «ДВС и шплотехни-ка» СПбГАУ

В 2004 году монография автора «Компрессоры турбонаддува транспортных дизелей. Оптимизация и проектирование проточных частей» (рецензии ЦНИДИ и СПбГПУ) была представлена на Всероссийской специ&тизированной выставке «ЖКХ России» в выставочном объединении «ЛННЭКСПО» и отмечена дипломом правительств России и Санкт-Петербурга

В 2004 году учебное пособие автора «Автотранспортные средства Компрессоры турбонаддува транспортных дизелей» получило гриф УМО Министерства образования и науки России

Публикации результатов исследований. Основные научные результаты опубликованы в 44 печатных работах

На защиту выносятся полученные в работе результаты, имеющие научную новизну и практическую ценность.

- уточненная физическая модель течения и потерь в ПЧ лопаточных элементов компрессора турбонаддува ТД,

- расчел, четодически" ^мплекс длл ошимизации и проектирования ПЧ высоконапорных компрессоров турбонаддува ТД,

- результаты расчетно-теоретического и экспериментального исследования влияния газодинамических, геомегрических и режимных параметров на эффективность ступеней компрессоров с ЛД и БЛД турбонаддува ТД,

- конструкции высокоэффективных ПЧ базовых осерадиальньгх полуоткрытых РК параметрических рядов турбокомпрессоров с абсолютной принципиальной новизной;

- шшовациошгые технологии проектирования ГГЧ компрессоров турбонаддува ТД и изготовления осерадиальных полусл крытых РК

- промышленные образцы турбокомпрессоров наддува существенно улучшающие эксплуатационные показатели ТД

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, семи тлав, общих выводов, списка лигерагуры и приложений по внедрению Работа изложена на 376 сфаницах, включая 154 страниц рисунков. 12 таблиц Список литературы содержи! 239 наименований. в row числе 52 на иностранных языках, 8 сайтов сети интернет

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении обоснована актуальность темы диссертации, показана большая хозяйственная значимость решаемой проблемы, установлена взаимосвязь эффективности работы гурбокомпрессора и дизеля, показаны достигнутые уровни разработок отечественной и зарубежной техники, дана аннотация содержания работы

В первой главе проведен анализ работ, выполненных по тематике рассматриваемой проблемы Результаты теоретических работ и экспериментальных исследований но улучшению эксплуатационных показа 1елей ТД форсированных турбонаддувом и компрессоров турбонаддува отражены к работах отечественных ученых Аболтина Э В, БордуковаВТ, Власова Л И , Взорова Б А , Воинова АН, Вырубова Д Н, Галеркина Ю Б, I алышева Ю В, Г ладком О А. ГнездиловаС М, Дейча PC. Дыховича Д А, Иванченко НН, Измайлова Р А , Каминского ВII, Капуст инаАА, Костина А К КругловаМ!, ЛазареваПА, ЛерманаГЛО, Ложкина ВII, Лямцева Б Ф , Магиевского Д Д, Мор1улиса 10 Б , Николаенко А В , ПегриченкоМР, ПетриченкоРМ, ПоганинаВА, СавинаБН, СелезпеваКП, Симонова AM, СимсонаАЭ, ГузоваЛВ, ХанинаПС, ЦыпленкинаГЕ Шерсткжа А Н Эфроса В В и друшх, а также материалах научных и производственных организаций НАМИ, НАГИ, ИДИДИ, ЦНИИМ НИИД, Гос ИИИПТ, СКЬТ НПО«Турбо-гехника», ЧТЗ КамАЗ, ЯМЗ. III «Русский дизель», ПО «Звезда», СПбГПИ, СП5ГАУ, МВТУ, ЮуР1 "У и др

Углубленный анализ результатов научных исследований показывает что турбокомпрессор наддува ГД необходимо рассмафивать как неотъемлемый aiperai последнего во многом определяющий общую эффективность, но подчиненный |ребованиям по условиям эксплуатации ГД '}io частая работа на неноминальных режимах при высоких числах Маха и нестационарности подачи воздуха в цилиндры дизеля Кроме того, транспортный характер испоткзования предполагает минимизацию массогабаритных параметров турбокомпрессора Поэтому процесс движения воздуха в ПЧ компрессора турбонадлува с оссради-альным полуоткрытым РК ЛД или БЛД имеет стожный характер, связанный с отрывами потока, вихрями, вюричными течениями и нестационарными пульсациями

Модель офывного гечения в осерадиальном полуоткрытом РК впервые была предложена Дином и экспериментально подтверждена Эккардтом и Крейном с помощью лазерного анемомефа в условиях реальной нагрузки Однако, идентичности результатов обоих экспериментов получено не было, локальных низкоэнер! этических юн вдоль канала не обнаружено, взаимодействие перетечек в осевом зазоре со вторичными течениями не исстедо-налось, к^мяние напорности колеса на положение точки отрыва погона не определено, влияние распределения нагрузки в решетке на условия образования низкознергегических зон не выявлено Визуализационные исс [едования К) Ь Галеркина и КП Селезнева традиционных РК с цилиндрическими лопатками показали, что энергообмен между ядром потока и пофаничным слоем с учетом вращения и кривизны каналов определяет характер течения и потери в ПЧ Физические эксперименты в осерадиальных полуоткрытых РК, в подобной постановке, в отечественной практике практически отсутствуют из-за сложности изюгов ie-ния объектов исследования и постановки эксперимента

Расчетные модели течения и потерь в осерадиальных РК развиваются динамично от теоретической невязкой постановки Ву и Граупеля до практической реализации Янсена, Хирша, Хорлока, Сальникова В С, Дорфмала Л А . Раухмана Б С и др РК компрессоров турбонаддува ТД, особенно автотракторного типа имеет значительную кривизну меридиональной и окружной поверхностей Потгому поверхности тока сильно искривлены, поток подвержен сильному влиянию вязкости, не учет которой в жеегких условиях эксплуатации дает зачастую отрицательный результат Сегодня наиболее современные трехмерные численные методы позволяют решать уравнение Навье-Стокса в форме Рейнольдса для сжимаемой вязкой жидкости, но они сложны в использовании и затратны Представляется, что наиболее оптимальны в использовании квазигрехмерные методы с определением параметров пограничного слоя Однако, их адаптация к практическим расчетам требует большою числа экспериментальных данных Кроме того, имеющиеся в литературе зависимости для определения коэффициента теоретического напора у/1 в постановке Стодолы, Буземана, Стейница, Виснера и др игнорируют физическую сущность отставания потока от лопаток и не позволяют дагь точное решение для РК с произвольной геометрией выхода лопаток, оценить влияние потерь в осевом зазоре с корпусом, значения которых до сих пор определяются по эмпирическим формулам и значительно меняют картину течения в РК.

Анализ работ показан, что при большом числе расчетных методик практически отсутствуют проеетировочные методики. Тто объясняется, с одной стороны тем, что фирмы эти методики считают коммерческой тайной, с другой стороны отсутствием надежных данных влияния на эффективность ступени и ее элементов ^метрических, газодинамических и режимных параметров, которые можно получить исключительно по результатам поэлементного модельного эксперимента, практически отсутствующего в отечественной практике Кроме того, как показывает обзор литературы для построения параметрических рядов турбокомпрессоров наддува ТД требуются высокоэффективные типовые конструкции ПЧ компрессорных ступеней с БЛД и ЛД, хорошо работающие на неноминальных режимах, при повышенных числах Маха и нестационарности подачи воздуха в цилиндры дизеля. Многие авторы в число актуальных направлений совершенствования и улучшения показателей ТД ставят активное использование ЛД в ступенях компрессоров турбонаддува ТД с целью снижения габаритов, сочетая с 1лубокими научными исследованиями в направлении изучения физики течения на неноминальных режимах работы ТД, разработкой методик расчета характеристики диффузора и экспериментального исследования нестационарных процессов в ЛД.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи исследований:

- разработать уточненную физическую модель течения и потерь в ПЧ лопаточных элементов компрессора турбонаддува ТД с осерадиальными полуоткрытыми РК различной напорное™ на режимах реальной нагрузки с учетом наличия осевого зазора между корпусом и РК и ЛД с пониженной радиальной протяженностью, характерной для компрессоров наддува автотракторных дизелей;

- разработать расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования ПЧ компрессоров турбонаддува ТД в соответствии с физической моделью течения и потерь,

- разработать методику комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува ТД, включающую физические эксперименты, модельные и стендовые испытания,

- провести обширные модельные и физические экспериментальные исследования этемен-тов ступени с предварительным расчепкыеоретическич анализом объектон исследования, идентификацией расчетных моделей с экспериментом. ра;работкой технологам изго-

товлению осерадиальнмх ¡кыуоткрытмх РК и последующим обобщением ре!ультэтон и выработкой рекомендаций

- разработать методику расчета коэффициента теоретического напора РК с произвотьной геометрией выхода лопаток

paipaôoran, методику расчета погерь в осевом зазоре между осерадиальным полуоткрытым РК и корпусом,

- разработать методику расчета характеристики ЛД,

- провесги обширные расчет но-экспериментальные исследования компрессорных ступеней с ЛД и ЬЛД но оптимизации влияния газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность с учетом работы ТД на неноминатыюм режиме и нестацио-нарносш подачи воздуха в цилиндры

Вюрая 1лава посвящена разрабо1ке расчетно-методического комплекса для опш-мизации и проектирования ГТЧ компрессоров турбонаддува IД В основе расчетному одического ком1ыекса лежич сформированная физическая модель течения и потерь в 114 компрессора. Построение фщической модели и потерь было выполнено с использованием результатов экспериментального исследования структуры потока и визуали)аций низкоэнергетических зон в лопаточных элементах В данной рабоге впервые в отечественной практике была проведена низуапивдия в осерадиальных полуогкрыгьгх РК различной на-порности на режимах реальной нагрузки - РК-63 с у/, =0,74 ([I, =59,5°) и РК-53 с у/, -0.85 (Р, 90°) и одинаковыми коэффициентами расхода Фр=0,064 Геометрические и газодинамические параметры РК даны в табл 1 Визуализация проведена на экспериментальном стенде СП6П1У на режимах, близких к оптимальному, на максимальном и минимальном расходах при числе Маха Mи =0,78 Реконструированные результаты визуализаций даны на

нении режима работы и конфигурации межлопаточных каналов, что показывает сложную пространственную картину течения в РК, сопровождающуюся наличием зон отрыва с вихревой структурой и интенсивными действиями вторичных течений На всех режимах характерным является наличие узких, шириной 2 3 мм, низкоэнергетических зон вдоль меридионального контура в районе осевого зазора на задних сторонах лопаток, которые начинаются с 5 =0,35 0,4 и заканчиваются на выходе из РК Картины визуализаций в ВНА при сопоставимых режимах работы для РК-63 и РК-53 схожи Общий уровень интенсивности напыления но сравнению со средней и выходной частями РК ниже, нагрузка на лопатки меньше, ниже интенсивность вторичных течений, пограничные слои на входе РК еще достаточно тонкие, эффекты вязкости оказывают слабое влияние на поле течения При средних и низких расходах появляются интенсивные вторичные течения на задней стороне лопатки па входе до 5=0,1. В диапазоне 0^5 <0,35 следов на задних сторонах лопаток в области осевого зазора не обнаружено, т е во входной части перетечки невелики Смещение нагрузки ко входу ВПА позволяет уменьшить скорости в области двойного поворота в РК и снизить вихревые потери Имеющиеся небольшие низко энергетические зоны у в гулки быстро локализуются и переход их в радиальную часть РК не наблюдается В радиальных частях РК при движении вязкого потока в каналах образуется две книг зона активного потока и область отрыва, которые имеют место практически при всех режимах работы, т е формируется течение типа «струя-след» с увеличивающейся областью следа к выходу. Следы отрыва имеются на всех поверхностях канала, кроме передней стороны лопаток на выходе, те течение характеризуется пространственным отрывом В области осевого зазора низкоэнер-гетичсская зона, связанная с перетечками смыкается с зоной отрыва. У вьгеоконапорного РК отрывные явления выражеггы ситыгее, точка отрыва потока смещена вверх и отрыв занимает все сечение канала на выходе в меридиональной плоское™ По результатам физического эксперимента сформирована следующая схема течения 1) течение в осерадиальном полуоткрытом РК носит сложный пространственный характер, связанный с отрывами потока, вихрями и вторичными течениями, 2) определяющее влияние на течение оказывает энергообмен между ядром потока и пограничным слоем, рассматриваемый с учетом вращения и кривизны канала; 3) отрыв патока на задней стороне лопаток происходит на всех режимах у РК различной напорности на выходе и формируется течение типа «струя-след^, 4) увеличение напорности РК смещает точку отрыва вверх по потоку, локальные отрывные зоны образуются прямо на входе РК и зависят от распределения нагрузки в решетке, режима работы и просгранственности лопаток, 5) перстечки в осевом зазоре между РК и корпусом на осевом участке миним&тьны и увеличиваю!ся с ростом радиуса РК

Физический эксперимент но визуализации низкоэнергетических зон в ЛД с пониженной радиальной протяжсшюсгью (£>) = 1,13; £>4~1,26, г 8пгг, а, ~ 10°. а ^ 15°) проведен на экспериментальном стенде СПбГАСЭ на режимах близких к оптимальному, гга максимальном и минимальном расходах при М„ =0,62 (рис 3). Формы зон ра¡личной степени на-пыленносги меняются в зависимости от режима работы Па задней стороне лопаток напыление отсутствует на расчетном режиме работы. Развитая нюкоэнергетическая зона формируется на передней стороне лопаток, практически ог диаметра £>, Занимая одггу греть поверхности лопатки гга ФП1> она расширяется на Ф:1„, до 90% поверхности На диске отчетливо виден увеличивающийся с уменьшением расхода отрыв потока со стороны передней поверхности лопаток На остальных поверхностях каналов интенсивное напыление отсутсгвует, что подтверждает предположение о стабости вторичных течений в ЛД По результатам физического эксперимента сформирована следующая схема течения' 1) энергообмен между ядром потока и пограничным слоем практически отсутствует, т е все сечение на входе в ЛД в меридиональной плоскости занято вязким потоком и влияние вгоричньгх течений и числа Ри-

передняя сторона чалняя сторона чардсона на условия обтекания решетки невели-

ко, 2) в выходной части ДД имеется отрыв на передней стороне лопатки, 3) на входе ДД имеется сильная нестационарное! ь потока

На базе физической модели течения в лопаточных элементах ступени компрессора £ур-бонаддува, разработаны методика параметрической оптимизации ступени, расчетные модели течения в элементах ПЧи ряд расчетных методик определения основных параметров Предположения и допущения используемые в методиках получены в результате анализа физической модели течения, в том числе на неноминальных режимах Расчетно-методический ком1ыекс содержит авторские и известные адаптированные методики

Параметрическая оптимизация ступени компрессора турбонаддува транспортного дизе-ш включает в себя несколько этапов оптимизацию в условиях работы ТД на номинальном режиме в том числе, с учетом влияния числа Маха при повышенных значениях давлений наддува, оптимизацию характеристики ступени при работе ТД на неноминальном режиме и нестационарности подачи воздуха в цилиндры, экспериментальную отработку ступени Оптимизацию параметров ступени компрессора в условиях работы 1Д на номинальном режиме можно условно разделить на два этапа а) газодинамический расчет и оптимизация основных геометрических и газодинамических параметров ступени, б) профилирование и оптимизация форм лопаточных решеток. Оба эти этапа имеют важное значение для получения высокой эффективности 114 компрессора. Целыо оптимизации является нахождение оптимального сочетания зеометри-ческих и газодинамических параметров ступени и ее элементов, обеспечивающего максимальный кпд компрессорной ступени на заданном расчетном режиме В общем случае решение задачи оптимизации включает в себя совместное определение параметров ступени в основных характерных сечениях ПЧ компрессора с нахождением оптиматьной формы ПЧ каждого элемента и определением его коэффициента погерь Схема параметрической оптимизации дана на рис 4

Для компрессорной ступени турбонаддува IД, при условии автомодельности ПЧ по числам Рейнольдса и заданном втулочном отношении РК, зависимостями, устанавливающими влияние на зффективность мемаггов ступени основных определяющих газодинамических и геометрических параметров являются

4"рк,7РК =/(W, /и<2,«/г,ФР,М„ ),

= Лч b2 /D2,b,/b2,Mt¡)

C,>,V,„ - fU, I с,,\а,Ьъ I b2,b, I b,,Dt I D2,M, )

интенсивное напыление

напыление слабое средней напыление

интенсивности

Риг. 3 визуали1а11ия в ЛД при

4w ф_„ Ф™.

1С

Выбор и расчет основных геометрических и газодинамически* пара метро« ступени

1С

Расчет пев и кого потока а рабочем колесе

а) меридиональный лоток

б) обтекание решетки

: Расчет вязкого осеснмметричного потока »меридиональном плоскости рабочего колеса

Расчет пограничных слоев на лопатках рабочего колеса

Ш

Построение отрывного обтекания

Расчет коэффициентов теоретического напора

Расчет потерь

а) на ограничивающих поверхностях

б) профильных

а) а осевом зазоре

Расчет вязкого течения а безло паточном диффузоре

Расчет меткого лого» в лопаточном диффузоре

а) меридиональный поток

б) обтекание решетки

31

Расчет яяткого потока в меридиональной плоскости лопаточного диффузора

(Расчет пограничных слоев иа лопатках

лопаточного

диффузора^

Построение отрывного обтекания

Расчет потерь

а) иа ограничивающих поверхностях

б) профильных

"Г

Исходные данные При

гается, что каждому сочетанию указанных параметров соответствует оптимальная форма 114, построение которой при заданных значениях параметров в сечениях входа и выхода производится по задаваемому отги-мальному распределению скоростей невязкого потока Одновременно для всех элементов ступени с использованием методов расчета вязких течений и пограничных слоев производится качественный анализ влияния различньк геометрических и газодинамических параметр*« на структуру вязкого потока и рассчитываются потери

Течение в компрессоре турбонаддува 1Д по своей природе является трехмерным. Форма и степень трехмерности зависят от конфн]урации ступени Трехмерные методы расчета течений ра¡работа!ты сравнительно недавно, сложны в использовании и применяются обычно для контроля эффективности сформированных конст-рук/цш.

В данной работе принята квазитрехмерная модель течения в ПЧ ступени, в соответствии с которой пространственная задача разделяется на две двумерные Одна из них предполагает расчет течения в меридиональной плоскости в предположении осесимметричности потока, другая - расчет течения на осесимметричной поверхности тока в слое переменной толщины Рассматривается дозвуковое течение и режимы обтекания решетки, близкие к расчетным При решении ряда задач использованы методики расчетов, разработанные с участием автора на кафедре «Компрессоростросния им К П Селезнева» СПбГПУ

Предварительный расчет невязкого потока в меридиональной плоскости РК проводится канальным методом, в кагором предполагается полное отсутствие касательных напряжений трения и для описания движения потока применяется уравнение Эйлера. Течение рассматривается в ортогональной системе координат (х, у, <р) с коэффициентами Ляме' Н= 1 - <у..ь ■ Н ^ = Ь, Нг=г, где Ь - ширина меридионального контура, г - радиус, а -кривизна средней чинки канала Предпотагается. что плотность поперек канала постоянна и

Расчет эффективности ступени

~г

ш

Рис 4 Схема параметрической оптимизации ступени компрессора

в условиях работы ТД на номинальном р7жиме

изменяется в продольном направлении по адиабатному закону Положения осесиммефич-

ных поверхностей тока определяются из уравнения движения в проекции на ось у

( sr С ЭГ Г ,С, dh С, С. 1 dp

— + — — +--— о - cos у - - - —

Н дх Ь ду Н b dx Н Н г ф Оу

При лом профиль скорости Си получается после интефирования уравнения неразрывности

оу р„г дх

Течение в межлопаточном канале РК на осесимметричной поверхности юка рассчитывается в предположении существования невязкого ядра потока и турбулентного пограничного слоя с использованием профилей скорости из расчета потока в меридиональной плоскости

Особенностью метола расчета обтекания лопаток является учет угла отставания и yi -ла атаки Сам метод основан на решении интегрального уравнения моментов df'^'r^ V d( rjUwu/А^ыкь.

где _ ^ относительная уповая координата, отсчитываемая от передней стороны

2яг

лопатки, Wfi - проекция век-юра oi носи тельной скорости на направление лопаток, Wf -среднерасходная относительная скорость в межтопаточном канате, \Wu определяет отставание потока err направления лопаток

Связь между W„ и Wp получена из уравнения неразрывности, представленного в

виде

--+--sm/j —| —г. -о

dtp z дх { т I

Здесь скорости отнесены к среднерасходной скорости IV^

Предполагается линеиное распределение скорости Wf oi передней к задней стороне лопатки-

W, -bAWlffl Ч V 2)

где tsW - аэродинамическая нафузка, те разница скоростей на передней и задней сторонах лопатки

Совместное решение уравнения неразрывности, уравнения распределения скорост и и уравнения моментов с последующим интегрированием позволяет получить

"ÍOX 1 л ,.., „ , я d ( ,„ , „ d

W„

z z dx '' 6z dx ' dx ) 2írrsm/J„

Получено обыкновенное дифференциальное уравнение второго порядка, требующее для своего решения задания граничных условий на входе и выходе межлопаточного канала На входе в канат скорость определяется из входного треугольника скоростей Условием на выходе является равенство скоростей на передней и задней сторонах лопатки Д1тя решения уравнения используется конечно-разносшыи метод.

Картина отрывного течения заменяется приближенной схемой Полагается, что, отделяясь в точке отрыва пограничного слоя на задней стороне лопатки ноток в межлонагоч-ном канале распространяется в виде сфуи идеального iaia. прилегающей к поверхности передней стороны лопагки Из условия равновесия газа в зоне отрыва следует неизменность скорости ira фанице зоны отрыва. Точка отрыва находится из расчета пограничного слоя на задней стороне лопагки РК Зона отрыва определяется

Пограничный С-ЮЙ на лопапсах рассчитывается вдоль линии тока внешнего невязкого потока Вторичные течения на лопатках в используемой методике учитываются приближенно, нлиятгис вращения и кривизны лопатки на процессы турбулентного переноса учитываются через поправку к пути смешения Иптаральное уравнение импульсов в этом случае имеет вид

<1Ь" ! М М сг

- +(2 + Н)д -+ — - —

(¡х (Г ¡¡х И сЫ 2

где И - расстояние между соседними линиями тока, С) ~ местный коэффициент поверхностного трения, Я - форм параметр пограничного слоя, б" - толщина потери импульса

Последний член в левой части уравнения учитывает схождение линий тока внешнего невязкого течения Для определения связи между Сп Н, д" используются эмпирические соотношения. Параметры пограничного слоя рассчитываются вдоль трех линий тока. Решение уравнения выполняется методом Рунгс-Купа

Вязкое осесимметричное течение в меридиональной плоскости рабочего колеса рассчитывается численным методом решения уравнения Рейнольдса, записанного в приближении «узкого канала» для криволинейных течений Расчет ведется в криволинейной ортогональной системе координат, с использованием уравнения неразрывности, проекций уравнения движения на оси х, у, (р. уравнения сохранения расхода Турбулентная вязкость определяется с помощью алгебраической модели турбулентности, в которой длина пути смешения определяется с поправками на кривизну

На ограничивающих поверхностях ставятся условия прилипания, а во входном сечении задаются профили Сх(>>), С„(у) и уровень отсчета давления Сжимаемость учитывается приближенно Плотность полагается переменной лишь в продольном направлении и определяется из уравнения состояния Решение задачи проводится численно конечно-разностным методом.

Расчет осесимметричного вязкого течения в БЛД является частным случаем решения задачи об осесимметричном турбулентном течении в меридиональной плоскости ступени

Особенности течения в ЛД, определенные в физической модели, приводят к необходимости решения трехмерного нестационарного уравнения Рейнольдса Для упрощения задачи приняты допущения ноток на входе в ЛД стационарен; реальное трехмерное течение рассматривается как совокупность осреднешюго по окружной координате полностью вязкого течения в меридиональной плоскости и осреднснных по высоте лопатки пограничных слоев; схема отрывного обтекания решетки характеризуется наличием струи с постоянной скоростью от точки отрыва

Параметры турбулентного пограничного слоя на лопатках, так же как и в РК, рассчитываются интегральным методом Интегральное уравнение импульсов пограничного слоя

<18' ,„ 1 ас А" <й> С,

— + (2 + Н)Я--+--= —

сЫ С с1х Ь (1х 2

где С - скорость на границе пограничного слоя, Ь ~ ширина меридионального контура, л; -координата вдоль поверхности лопатки

Для расчета вязкого течения в меридиональной плоскости используются параболизо-ванные уравнения Рейнольдса, осредненные по угловой координате

ос, . 5С, 1 до Эг„

С\ —1 С. —-----— + ——

дх дг р дх рдг

дг

дГх дС с' Л

— +-+ " - =0

дх дг / (1х

где л - координата вдоль оси вращения 1 координата вдоль средней линии межлопаточного каната, / - расстояние между передней и задней сторонами лопаток

Коэффициент по!ерь колеса на ограничивающих поверхностях определяется отношением потерянной энергии к кинетической энергии при входе в колесо в относительном движении

, ... 2 (/■/>/• Ш,сЬ (гг„ ис/х

з^яг + _{р - __

IV, 51П /I, .Ко г К „ г.Ь.р, ' 51 п В, гЬ. Ч1П Р, I ш 2 2

тде л-,, - радиусы входа и выхода РК, 6,, 62 - высота лонагки на входе и выходе, /7,, рг -плотность на входе и выходе, г„ - проекция касательного напряжения трения на диске на окружное направление, внешняя сила, заменяющая воздейст вие лопаток на поток.

Условно профильные потери разделяются на потери 1рения и смешения и определяются разностью гтогоков энергии на входе в решетку и па выходе

W- i

+ 2,5 я~

\KSin/í2 ) sin/j г

¿\„ sinü,--,

' Wx 2 (sin p-¡ <У У

проф ^Э тр

где 8' - толщина вытеснения, 5"' - толщина потери энергии При ш>м предполагается быстрое выравнивание окружной неравномерности на выходе из колеса

Суммарные гидравлические потери в РК складываются из профильных, потерь в меридиональном потоке и погерь в осевом ¡алоре с корпусом

Оценка влияния осевого ¡азора на потери выполнена приближенно При рассмотрении в относительной системе координат течение в зазоре 8 под действием перепада давлений между передней и задней сторонами лопаток Ар = ри - ptпотери вдоль линии тока по уравнению Бернулли-

! р р

тде р - средняя плотность воздуха в межлопаточном канале

Дополнительная затрата мощности на перетекание в зазоре вдоль периферииного контура РК длиной Р равна

где Ч''гк: - средняя по высоте зазора скорость перетекания, т - число участков периферийного контура. ) номер участка.

Для определения скорости IV используется формула Ю А Ьибы

0,8д,

где т - угловая скорость. 8 - толщина лопатки

Потери в ЛД опреде тяются как разность потоков энергии на входе и выходе Гидравлический к п д ступени

V, к 4 Лг/ ,)

Для определения коэффициента теоретического напора у/,, предтатается методика на основе рассмотрения течение в канале но схеме «струя-след» I очка отрыва определяется

из расчета пограничного слоя на задней стороне лопатки При эгом ширина канала РК на выходе в радиальной плоскости в результате огрыва уменьшается на величину ширины зоны отрыва ф , уменьшается площадь канала, через которую реализуется весь расход и соответственно увеличивается расходная составляющая скорости С Из кинематики потока на выходе РК получаем.

^__т_

где /' - шаг решетки РК с учетом стеснения Углы потока /!, на трех линиях тока определяются из расчета невязкого потока При этом влиятем формы зоны отрыва на утл м /?2 пренебрегаем, гак как в исследуемых РК нагрузка в выходной части сравнительно невел ика Эксплуатация ТД, особенно автотракторного типа, характеризуется значительным временем работы на неноминальных режимах Методики расчета вязкого пространствен 10-го потока в ЛД теряют точность по мере удаления рассчитываемого режима от номинального и не могут гарантировать высокоэффективную работу Экспериментальные исследования дают реальную информацию, но крайне трудоемки и затраты, особенно исследования ступеней с осерадиальными РК В данной работе предлагается методика расчета характерисг 1-ки ЛД по задаваемому экспериментатьному входному профилю скоростей Исходными данными являются осредненный но окружности профиль скорости на выходе РК по ширине БЛД, геометрические, газодинамические и режимные параметры ступени Профиль ско-рост и на входе в лиффуюр по ширине в оп-рецеляется из условия

Г,(«) =

■ Г. »А.

при условии равенства в указанных сечениях давлений и температур Профиль скорости на выходе из ЛД определяется с использованием расчета распределения скоростей по лопаткам (рис 5).

Потери в ЛД определяются как сумма потерь трения, отрыва и ударных потерь ни нерасчетных режимах

В качестве основных потерь отрыва приняты профильные потери вызванные внезапным расширением Потери отрыва определяются как потери расширения для диффузорных каналов

К(С, -С,)2

Рис 5 Схема к расчь гу характеристики

лопаточного диффузора

|де К - коэффициент, учитывающий состояние поля скоростей и пограничного слоя на входе, С„ - скорость в точке отрыва.

Потери на удар, связанные с наличием углов атаки на входе, определяются по известной формуле Г Ю. Степанова

25Ш а,

где Кс - коэффициент смягчения удара

Потери трения определяются как потери на ограничивающих поверхностях в межлопаточных каналах ЛД. возникающие при движении потока с переменными скоростью и гидравлическим диаметром по длине диффузора

{ 2 (/, ^ 2 ¡1, ^ 2 где и, - гидравлический диаметр, Я -коэффициент сопротивления

В главе 3 изложена методика комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува ТД включающая модельные исстедовалия, физический экспери-меш и стендовые испытания промышленных образцов Базу эксперимента составляют модельные ПЧ, отличающиеся одним изучаемьтм безразмерным ттарамстром при фиксации всех остальных, что дает возможность исключит ь многопарамегричность влияния Размеры 114 (масштабность модельного эксперимента), определяемые диаметром РК /Л =300. 450 мм, находятся в диапазоне, принятом в международной практике (Эккардт, Крейн, Хиташимори и др) и позволяют но соответствию критериев подобия и безразмерных газодинамических параметров переносить результаты исследования на натурные образцы При больших размерах РК затру длено обеспечение мощности приводного двигате,тя в лабораторных условиях. При малых размерах пшрешность эксперимента превышает допустимые значения Исследования проводились на стенде кафедры «Компрессоросг роения им К П Селезнева» СПбГПУ, который обеспечивал получение окружных скоростей до и =300 м/с для испытываемых колес Система элетегронривода стенда позволяла плавно изменять частоту вращения ротора Экспериментальная модель имела осевое всасывание, развитый в радиальном направлении БЛД бочкообразную сборную камеру, нагнетательный трубопровод Все элементы модели тщательно теплоизолировались Зазор между лопатками РК и покрывающим неподвижным диском, на который был нанесен полуторамиллиметро-вый слой уплотняющий мастики ЭП-0020, выдерживался в диапазоне 0,7 0,8 мм

Методика исследования в абсолютном движении, измерительная и регистрирующая аппаратура были приняты по рекомендациям Ю Б Галеркина и Ф С Рекстина. Расход определялся по замерам полного и статического давлений в сечении перед РК Для замера полных давлений применялись трубки полного давления с протоком, наружный диаметр которых равнялся 2 мм, нечувствительность к углу скоса потока 140° Измерение статических давлений на поверхностях ПЧ производилось отбором статического давления через отверстия 0,8 мм Измерение углов потока осуществлялось аэродинамическими ут ломерами с наружным углом скоса 60 Регистрирующими приборами для замера осредненных во времени давлений являлись П-обрашые манометры Для измерения температур применялись прецизионные ртутные термометры с ценой деления шкалы 0,1 С Контроль частоты вращения ротора производится с помощью частотомера элекгрогшосчегного 43-33. погрешность измерений которого менее 0,1% Измерение оборотов двигателя осуществлялось стендовым тахометром 1СФУ-1

Для оценки эффективное™ работы отдельных элементов ступени производились измерения параметров потока в сечении за РК на 02 = 1,057, в сечениях ЬЛД на О,"-1.6 1,9 с траверсированием полного давления в четырех точках по окружности и тгяти но ширине ЬЛД и нагнетательном трубопроводе, при этом исследовалась неравномерность осреднсн-ных во времени значении полных давлений и углов потока Статические давления измерялись на двух стенках БЛД. Замер температур производился на прямолинейных участках всасьгвающего и наг нетательного трубопроводов в сечениях, где скорость потока не превышает 40 м/с Выбор схемьг замеров проводился на основе методических испытаний Оценка эффективное!и ступени и отдельных се элементов произносилась по общепринятым критериям Величина напора и к п д определялись по поли тройным параметрам Оценка погрешности определения основньгх расчетных параметров показала, что погрешности не превышают допускаемых значений для подобных исследований

При проведении физического эксперимента в лопаточных элементах ст)пени компрессора использовался метод визуализации напылением мелкодисперсного твердого красителя, разработанный КII Селезневым и ЮЬ Галеркиным в практической постановке В 11

Митрофанова В качестве красителя использовалась порошкообразная двуокись свинка с размером частиц 5 10 мкм, способных в соответствии с критериями подобия Фруда, Стокса и Рейнотьдса, двигаться в направлении потока Максимум осаждения красителя на поверхности 1 (Ч связан с процессом миграции твердых частиц в турбулентном воздушном потоке Движение твердых частиц складывается из поступательного с определенной скоростью движения среды, беспорядочного перемешивания совместно с несущими их импульсационными воздушными объемами, стохастического колебательного движения относительно самих объемов Визуализация напылением позволяет определить обпасти с пониженной энергией потока в лопаточных элементах по гучить качественное представление о структуре пограничных слоев на ограничивающих поверхностях Г1Ч Визуализация в РК проведена на экспериментальном стенде СПбГГТУ, в ЛД на экспериментальном стенде СПбГАСЭ

Экспериментальная установка ГАС") состоит из экспериментальной модели, электропривода и воздухопроводов Модсть и электродвигатель мощностью 1600 Вт установлены в подшипниках качения и позволяют получить частоту вращения до 40000 об/мин

Эксперимен гальные исследования нестационарных процессов в ЛД приведены на стенде СПбГПУ по методике Р А Измайлова В данном исследовании использованы малоинерционные приборы датчик статического давления, позволяющий измерять пульсации с частотой от 0 до 12 кГц и миниатюрный зонд с датчиком тензометрического типа для измерения пульсаций полного давления Амплитудный анализ процессов выполнялся в масштабе физического времени, в качестве которого служит время оборота ротора

Для стендовых исследований промышленных образцов турбокомпрессоров наддува ГД в СКЬ1 (г Пенза) и ГП «Русский дизель» (г Санкт-Петербург) была разработана специальная методика без замера полного давления в сечении за РК

В четвертой и<авс представлены результаты исследования влияния газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность осерадиальных полуоткрытых РК При достаточном большом числе рекомендаций в литературе по выбору внешних размеров РК по сечениям входа и выхода, профилированию решетки ее аэродинамическому совершенству уделено наименьшее внимание В основном рекомендуется использовать сочетание дут окружностей с контролем плошадей горловых сечений Однако при проектировании современной высокооборотной конструкции РК при заданных входе и выходе необходимо распределить углы лопаток /У, на грех линиях тока, выбрать осевую протяженность и задать форму меридиональных контуре» В качестве общего критерия эффективности решетки в настоящей работе принято оптимальное распределение скоростей невязкого потока по лопаткам с последующим контролем по параметрам вязкого потока, коэффициенту местного трения, ширине зоны отрыва и коэффициенту потерь

Апатит расчетных и экспериментальных исследований показал, что максимальная нагрузка в РК сосредоточена у периферийной поверхности (рис 6) Коэффициент трения имеет минимум в точке минимума эпюры скоростей При повышении скорости на задней стороне лопатки (конфузорный участок в радиальной части) С г возрастает и достигает максимума в окрестности точки с максимальной скоростью Дальнейшее падение скорости на задней стороне приводит к отрыву потока (С, =0) Поэтому большую нагруз-

потока по лопаткам рк и коэффициентов трения на задней стороне лопатки при различных рас пределениях на1тузки — _ — п - п=3,51 п-2,24____.1-1,69

ку необходимо сосредоточить в радиальной части РК, а в осевой части сместить увеличение нагрузки ко входу РК, с 1ем, чтобы уменьшить скорости при переходе потока из осевого направления в радиальное I [ри лом на входном участке, где еще довольно тонкий потранс-лой, обеспечивается максимальная диффуюрность. позволяющая безотрывно снизил, с_ уровень скоростей при повороте потока в мери-

/тональной плоскости При смещении натрузки в 0 20 4 область перехода направления потока из occboixj в

радиальное сильно растут профильные потери (рис 7). а при сильном нагружении входа - отрыв-°.15°'3 ньте Отрыв на периферии наступает уже при

7=0,1 и значительно увеличивается ширина зоны o,iод отрыва Оптимальное распределение скоростей

невязкого потока характеризуется

0,050,1 »у ^..=1,6 1,8, дГ„_=0,14 0,16,

=0,11 .0,12 Одновременно, смещение нагрузки в пределах ВНА ко входу позволяет риг 7 зависимостькоэффшшеитов уменьшить стеснение потока лопатками и снизить потерь РК и ширины зоны отрыва от уровень входной скорости и потери в РК. 11рофи-

распределения нагрузки по лопаткам j г 1 г ' 1

лирование рабочего колеса с зашутыми назад лопатками на выходе показали, что с увеличением радиуса начата загибки (ц/тр const, /1V2 = const) pacrei нагрузка на участке

1 = 0,6 0,8, наблюдаегся более peiKoe падение относительной скорости на задней стороне лопатки из-за сохранения средней даффуюрноети, наступает более ранний отрыв потока на всех поверхностях тока, значительно растут профильные потери Рекомендуемые значения Я,, = 0,6 0 65 При формировании меридионального контура и выборе осевой длины РК в диапазоне ~f0 = 0,24 0 43 установлено, что желательно иметь развитый в осевом направлении ВНА до значения 7„ - 0,3 0,35 и плавную конфигурацию периферийной линии с возможно большим радиусом кривизны что позволяет существенно еншить уровень скорости в межлоттаточном канале При уветичении оссвой длины до 1 и 0,43 нагрузка на входе уменьшается, наблюдается монотонное снижение отрывных потерь, однако дтачигсльно растут потери грения С уменьшением значения до 0,23 сильно увеличивается диффуюрность на входном участке, появляется пик относительной скорости па задней стороне

лопатки на входе, уже при ~f - 0,1 коэффициент трения С j =0 на периферийной линии тока, наступает отрыв потока

По выработанным рекомендациям была спроектирована, изготовлена и испытана серия модельных РК Конструкции РК включали общий ВНА и сменные радиальные части, обеспечивающие различные коэффициент ьт напора и расхода Изменение диффузорности РК осуществилось уменьшением высоты юпагок на выходе подреткой по меридионатьному контуру (табл 1)

На рис 8 даны характеристики модельных РК В интерватте значений коэффициентов расхода Ф^ = 0,064 0,1, теорет ического напора ц/7 _ о 74 очи потоковой диффузорности и', / и1- 1.2 1 4 использование спроектированного ВНА позволяет нони-

Рис 7 Зависимость коэффшшетггов потерь РК и ширины зоны отрыва от распределения нагрузки по лопаткам

-1П -Ч 0 5 )

Рис 8 Xapakt fpи< i ика чодь 1ьно| о РК

зитт. значения коэффициентов потерь до 014 0 23, уменьшит!, на 73 27% уровень потерь в РК по сравнению с промышленным анатогами

Таблица 1

Основные го ометричггкие и i азодинамичгскщ. параметры модельных рабочих колес

Индекс РК вг м Ав ■ рад |"рад / шт «вг ьг Фр 4>ге (ж,Л»2)р

РК-61 0,442 59,5 36 88 24 0 525 0,218 0,049 0 6,0,7,0,78 0,064 0,74 1,4

РК-62 0,045 0,78 1,3

РК-63 0,04 0,78 1Д

РК-51 0,442 90 36,88 24 0,525 0,218 0,041 0,6 0,7 0,78 0,064 0,85 1,4

РК-52 0,038 0,78 1,3

РК-53 0,034 0,78 1,2

РКН1 0 41 63 36,88 24 0,566 0,236 0,055 0,6, 0,7,0,78 0,08 0,74 1,4

РК-42 0,05 0,78 1,3

РКЧЗ 0,046 0,78 1,2

РК-21 0,38 65 36,88 24 061 0,254 0,061 0,6 0,7,0,78 0,1 0,74 1,4

РК-22 0,056 0,78 1 3

РК-23 0,052 0,78 1,2

Проектирование РК компрессора турбонаддува 1Д все ведущие фирмы осуществляют с использованием безразмерных газодинамических параметров Их совокупность определяет соотношения основных геометрических параметров РК К основным газодинамическим параметрам относят условный коэффициент расхода Фр, ко эффициен I теоретического напора I//, и потоковую диффузорность / и\ Условный ксгк})фициснт расхода и теоретический напор связаны через уравнение безразмерного числа оборотов г ф" (¡/?ои При проектировании РК могут бьпь выбраны любые сочетания параметров при фиксированном Кп Два РК с одинаковым Кп могут иметь совершенно различную геометрию

Условный коэффициент расхода Ф„ в основном определяет конфигурацию РК и чем больше его значение, тем при меньших радиальных размерах достигается заданная производительность Поэтому при изучении влияния коэффициента расхода на эффективность РК был выбран диапазон Ф, -0,06 0,1, характерный для рационального использования осерадиальных конструкций Одновременно менялись сочетания значений потоковой диф-фузорности, коэффициента теоретического напора и числа лопаток РК Изменение Фр достигаюсь за счет варьирования диаметра /X РК при неизменном входном диаметре 1)н, входном угле лопаток /!,, и втулочном диаметре <Г» г 02

1

Расчетные исследования и экспериментальная отработка модельных полуоткрытых РК показала (рис 9) наибольшую эффективность РК-4 с коэффициентом расхода Ф,, = 0,08 Достигнуто значение кпд РК т]'п = 0,93 0,94, что соответствует лучшим образцам полуогкрьпых осерадиальных конструкций Наименьший коэффициент потг^ь в РК получен при потоковой диффузорносги - 1,25 1,3 Он определен ба-тансом между потерями [рения на ограничивающих поверхностях ПЧ и отрывными потерями что хорошо сад тасуется с дхнными расчетных моделей При Ф, =0,08 РК имеет умерен-

Риг 9 обоещениые зависимости -Г 2 РК-6, РК 4, РК 2 о! {и^ I и', при различных Ф

ный уровень чисел Маха на входе (aî_ о б о 62 ) неболытто поверхность трения в радиальной части, среднюю протяженность зазора с покрывающим диском, то есть, соблюдены максимально возможные оптимальные соотношения параметров При увеличении коэффициента расхода до значения ф( = о i коэффициенты потерь РК повышаются из-за увеличения уровня скоростей в решетке, ухудшения обтекания лопаток в радиальной части пространственным потокам При снижении Ф, до 0,064 незначительно снижаются числа Маха vî„ , увеличива- ,

е[ся коэффициет потерь из-за относительного увеличения потерь на ограничивающих поверхностях. перетеканий в зазоре между РК и корггусом, увеличивается коэффициент дискового трения <

Осерадиальные полуоткрытые РК успешно проектируются на коэффициент теоретического напора ~ 0,7 0 9 Это соответствует углам выхода РК рп =60 90" Для изучения влияния ц/-, в работе были приведены обширные расчетно-эксперименгальные работы с использованием разработатшой методики расчета у/, для полуоткрытых осерадиаль-ных РК с произвольной геометрией выхода на основе схемы течения «струя-след» с определением ширины зоны отрыва по результатам расчета невязкого патока и пограничного слоя, результатов модельного и физического эксперимеггтов Прежде всего, определено, количественно по критериям аэродинамической нагрузки влияние на картину течения и величину теоретического напора числа лопаток РК Уменьшение числа лопаток приводит к увеличению аэродинамической нагрузки на лопатки РК, более раннему отрыву пограничного слоя, увеличению ширины зоны агрыва на вьгходе, увеличению потерь на выравнивание пагока. При увеличении числа лопаток увеличиваются потери трения Оптимальное число лопаток, кроме гого, при прочих равных условиях зависит от выбранного коэффигшента теоретического напора Расчетные исследования вязкого потока в РК с у/те 0,74 0,9, с числом лопаток 2 — \2 36 (густота решетки SII - 2,5 5,8). при постоянных значениях условного коэффициента [гасхода Ф, и диффузорносги потока м>, ! и>,, позволили определить что для РК с у, ¡=07 0,8 оптимальным является z^=18 22 шт, а с ц/г р ="0,8 0,9-z=26 30 гит С увеличением коэффициента напора РК потери грения падают, но значительно растут па1ери отрыва Ширина зоны отрыва при увеличении у/т р от 0,7 до 0,9 увеличивается в два раза Суммарные профильные потери имеют минимум при у/,, =0,78 0,82. Таким образом, снижение ц/т р РК до этих значений при постоянном числе лопаток, повышает его эффективность в области рассматриваемых параметров В среднем по папорности, колесо с /7,, =90" превосходит РК с ¡3., = 59,5° на 4 6%, однако, эффективность понижается на 1,5-2%

Особенностью ТД по сравнению со стационарным являегся частая работа в условиях нерасчетных режимов, особенно на режимах с повышенными и пониженными частотами вращения Для РК компрессора турбонаддува это о шачает нарушение газодинамически о '

подобия по критерию Маха Ми и приводит к некоторой деформации треугольников скоростей из-за изменения плотное™ воздуха Увеличение Ми приводит к появлению местных конфузорных или диффузорных зон, отрывам потока и интенсификации вторичных тече- ""

ний Использование расчетно-методического комгглекса позволяет оценить устойчивость РК к влиянию числа Мака. Кп.д и коэффициенты напора разработанных РК в интервале М, - 0 6 0,78 изменяются в пределах одного процента. Высокоэффективное РК-4! (Фр = 0,08) являегся махоустойчивым

Значительное влияние на потери в полуоткрытом оссрадиальном РК оказывают перетекания в зазоре с корггусом Как показал физический эксперимент, перетекшгия сущесп -венно меняют картину течения в РК В данном исследовании выполнены работы по оценке влияния относительного осевого заюра ô-ù/b: на харакгеристики модельного РК и

структуру потока. Изменение величины осевою зазора выполнялось с помощью набора прокладок в узле крепления покрывающего диска к передней стенке диффузора. 11р.1 мон-1аже зазор между покрывающим диском и РК устанавливался с учетом всплытия нала в подшипниках, колебания консоли вала, радиального биения РК, едгига под воздействием осевой силы, возрастающей при уменьшении расхода, деформации основного диска, (Обусловленной центробежными напряжениями и ростом температуры Контроль комплексного влияния перечисленных факторов на величину осевого тазора в динамике осуществляйся при методических испытаниях касанием на расчетном режиме колесом мастики, нанесенной на внутреннюю поверхность покрывающего диска Для исследований были выбраны значения квазидинамических относи тельных осевых зазоров 3 = 0,015,0,05,0,086,0 126 Ото составляло интервал 1,5 12,6% от высоты лопаток колеса на выходе Данный диапазон представляет наибольший ингерес для использования в промышленности и научных экспериментальных работах, i к соответствует реатьным конструкциям При меньших зазорах возможно заклинивание РК о покрывающий диск, при больших - величина тазора становится сопоставимой с высотой лопатки на выходе Эксперимент показал, что на

расчетном расходе Фл = 0,064 с увеличением зазора падают коэффициенты напора и к п д Причем, большим величинам относительного осевого зазора соответствует большая скорость падения параметров 11ри изменении ¡азора от <?-0,015 до £=0,05 падение параметров незначительно, а при S > 0,05 начинается резкое ухудшение характеристик на расчетном режиме С увеличением расхода наблюдается уменьшение падения уровня характеристик На рис 10 представлены обобщенные зависимости изменения параметров от величины относительного осевого зазора При увеличении S падает потоковая диффузорность, уменьшается коэффициент теоретического напора <//, Интенсивность падения г/'п , г при увеличении зазора несколько больше, чем интенсивность падения у/, Это говорит о том, что перетечки кроме уменьшения у, увеличивают вихревые зоны в РК Из-за этого при увеличении зазора растет коэффициент потерь в РК Уменьшение кпд РК примерно пропорционально увеличению относительного зазора Увеличение относительного осевого ¡азора от S - 0,015 до £-0,126 приводит к потере в к п д Л 2 - 3,5% Сравнение расчетных величин по терь в осевом зазоре с экспериментальными показало, что paccoiласовшше значений с увеличением 3 возрастает Одновременно, физический эксперимент показывает, что в осевой части РК перегечки небольшие и сильно увеличиваются в радиальной части Можно предположить, что использование уравнения Ьернулли не учитывает влияние вращения и кривизну канала Поэтому, предлагаемая математическая модель потерь рассматривает меридиональным контур, состоящий из осевого участка, переходного и радиальнот о loi да мощность потерь перетекания.

N,„ , S M, +«„ f^p h^W^fi Mt +ar J^p.h __ Wti Дл^

При использовании весовой функции в квадратичном приближении

Рис ТО. Обобщенные зависимости влияния

относительного oclboi о laiopa на характеристики рк-62

N„

W à А/

После проведения идентификации математической модели с экспериментальными данными ее конкретный вид определен зависимостью

11о результатам данного исследования можно рекомендовать устанавливать величину относительного осевого зазора 8 = 0,04 0,06 при Ь2 = 0,034 0,061 иФ,= 0,064 0,1

В главе пять даны результаты расчетных и экспериментальных исследований ступеней компрессоров турбонаддува ГД с БЛД Показано, что условия на выходе из осеради-альнот полуоткрытого РК компрессора существенно влияют на течение в БЛД Параметры потока на входе в БЛД зависят от условий обтекания решетки РК, безразмерных величин Ф< , м< / н>2 критериев подобия М, Ке, определяющих поперечтгую и окружную неравномерности профилей скоростей Общая эффективность БЛД определяется условиями входа и потоковой циффузорноспью с2 /с, (величиной О, при параллельных стенках и условии Ь2 = 6,) Угол потока на входе в БЛД увеличивается с уменьшением Ьг для ступеней с равными расходами При этом увеличиваем абсолютная скорость сг и, соответственно, потери трения Это характерно при сравнении ступеней с РК различной напорности Увеличение напорности РК приводит к значительному снижению реактивности и повышению уровня выходных скоростей Это увеличивает нагрузку на БЛД и определяет повышенный уровень потерь Выбор коэффициента расхода РК Фр, в принципе, уже определяет меридиональные размеры БЛД При Фр < Ф/ относительная высота лопаток РК на выходе небольшая и из-за этого БЛД получается сравнительно узким Коэффициенты потерь в таких БЛД, как правило, в основном определяются потерями трения При Фр > Фр высота лопаток РК на выходе большая Это опредетяет повышенный уровень скоростей сг Кроме того, из-за ухудшения структуры потока также возрастают потери Снижение диффузорности РК при различных Т, и Фр увеличивает потери в БЛД Большое влияние уровень диффузорности оказывает на коэффициент восстановления статического давления 4 Направление изменения величин однознаково С уменьшением диффузорности и коэффициента расхода увеличиваются скорости на выходе БЛД и числа Маха

Исследования влияния на эффективность БЛД его радиальной протяженности показали. что с увеличением Г), увеличивается коэффициент восстановления статического давления, одновременно повышается коэффициент потерь Рекомендуемое оптимальное значение и, - 1,6 1,7 при использовании в ступени только БЛД За верхним пределом этого интервала значительного роста эффективности не происходит, но резко растут массогабарит-ные параметры турбокомпрессора наддува ТД

Ступень компрессора турбонаддува ТД с БЛД после проведения оптимизации параметров обладает высокой эффективностью -кпд ступени на расчетной точке и в широкой зоне по производительности достаточно высок. Это показывают расчетные и экспериментальные зависимости к.п д ступеней при различных коэффициентах расхода, напора и диффузорности Общий уровень эффективности с повышением Тг, в рассматриваемой области параметров, значительно снижается, как за счет повышения коэффициентов потерь РК с повышением напорности, так и за счет увеличения потерь в БЛД из-за повышенных скоростей С увеличением коэффициента расхода Ф1 при сохранении окружной скорости, эффективность ступеней снижается из-за увеличения скоростей в решетке РК и повышения вследствие этого профильных потерь С уменьшением Фг значительное влияние на снижение кпд ступени оказывает рост потерь на ограничивающих поверхностях РК Поэтому для ступеней с

осералиальными РК, с точки зрения суммарной) в 1ияния отрицательных факторов можно рекомендовать в диапазоне 0 7 0,9 принимать значения Фг 0,08 0,09

Сильное влияние на уровень потерь оказывает средняя потоковая диффузорность Проведенные исследования показывают, что снижение диффуюрности оказывает благоприятное влияние на РК при всех исследуемых параметрах Фр и Ч', Прежде всею это связано с уменьшением профильных потерь в решетке РК Однако падение и>, / »с2 приводит к увеличению уровня скоростей на выходе РК и увеличению потерь в ЬЛД Причем, при равных потоковых диффузорностях, увеличение напорное! и приводи! к увеличению расходной и абсолютной скоростей Кроме того, начиная от значений и>| / ч>2 = 1 2 1,3 и ниже уменьшаеться птдравлическии диаметр, начинается значительный рост потерь в РК на ограничивающих поверхностях При значениях диффузорност и и, / и, I уровень увеличения потерь на ограничивающих поверхностях превышае! уровень снижения профильных потерь Так как уменьшение диффузорпости досгш'ается уменьшением относительной высоты лопаток на выходе РК, уменьшается ширина БЛД что приво^гит к росту коэффициентов потерь трения в диффузоре ГТо суммарному влиянию факторов на эффективность ступени с ЬЛД можно рекомендовав принимать значения диффуюрности при % 0,7 0,75 в области IV, / и>2 - 1,2 1,3, при = 0,8 0,9 в области и-, / и<2 = 1,3 1,4

В работе сформирован атлас из 30 высокоэффективных характеристик двухзвенных модельных ступеней с осерадиальными полуо!-крытыми РК с различными геометрическими параметрами и БJЩ различной ширины и радиальной протяженности (рис 11) в диапазонах параметров % =0,7 0,9, <£,=0,064 0,1, и>, / = 1X 1А Ми -0,6 0,78, Ц, = 1,6 1,86. Лучшие образцы имеют коэффипиеш зоны экономичной работы К_ =0,45 0,5, коэффициент ширины зоны устойчивой работы Куь =0,81 0,83, коэффициент крутизны прат вой ветки харак!еристики Кф~0,6 0,65 Таким образом, ступени по ширине рабочей зоны характеристики значительно (на 25 30%) превосходят применяем!,ю в ш регатах напдува большинства дизелей

В главе шесть даны результаты расчетных и жеперименгальных исследований ступеней компрессоров турбонаддува ТД с ЛД При определенном преимуществе ЛД по сравнению с ЬЛД на номинальном режиме в условиях работы ГД на неноминальных режимах эффективность ЛД может снизиться Палому, при проектировании ЛД турбокомпрессора 1Д очень важное значение имеют модели течения позволяющие оценить нагрузку на лонажи диффузора при различных углах а гаки с учетом влияния вязкости на затромождеште каналов пограничными слоями Разработка и исследование ЛД проводились с помощью комплекса расчешых моделей, включающих в себя расчет певязкого обтекания решетки расче! параметров тираничного стоя на топлгках и ограничивающих поверхностях, определение положения точки отрыва на лопатках, построение отрьгвного течения по схеме «струя-след» и расчет потерь Дтя получения обобщенных зависимостей атияния параметров на эффективность ЛД были спроектированы и исследованы конструкции отличающиеся диффузорностыо с, /с, - 1 0 3 0, густотой решетки //г - 1 2 3,0 распределениями нагрузки по лопаткам Оптимальные значения коэффициентов потерь находятся в интервагс значений углов агаки

. _I_____

0,07 0,09 0,11 0,13

Риг И.Характериспикимоджтьной СТУКНИ ми=0,6и О 4 -1,6

I - -1 +1° при смещении максимальной нагрузки ко входу ЛД Анализ множества вариантов по густоте решетки и диффуюрносги показывает, что оптимальные значения густот лежат в интервале /// = 1,7 2,0, минимальные потери можно ожидать в интервале диффузорностей с, 1с, = 1,9 2,1 при работе ТД на номинальном режиме Рекомендуется при профилировании решетки ЛД задавать отсутствие или минимальный пик скоростей на входе задней стороны лопаток Дтина данного участка I = 0,22 0,25 Датее задается безотрывное замедление скорости Точка отрыва потока на передней стороне максимально смешается к выходу, при средней на-

[рузке на лопатки Ас - 0,35 0,4. Расчет характеристик ЛД и исследования влияния на их форму геометрических и газодинамических параметров выполнены по методике, использующей входной экспериментальный профиль скорости Анализ влияния густоты решетки ЛД (рис 12) на его характеристику показывает, что с изменением расхода но отношению к расчетному потери растут при любых значениях (И. При лом увеличение густоты решепш ЛД позволяет снизил. общий уровень потерь на нерасчетных режимах, однако, несколько возрастают потери на ограничивающих поверхностях. Существенного влияние густоты решетки ЛД на уровень ударных по-

26 22 1 в 1 4

0 065 0 085 0.105

0 065 0.085 0,105

0 065 0 085 0 105

0 115 ф

Рис.12 Влияние параметров на эффект ивность ЛД

терь не обнаружено Дня ЛД компрессора турбонадяува ТД можно рекомендовать увеличить диапазон густот по правой границе I / (=2. 2,3, чго позволит повысить эффективность работы ступени на нерасчетных режимах. Значительно влияег на эффективность характеристики ЛД потоковая диффузорноегь с, , Механизм влияния диффузорности аналогичен влиянию тусготы решетки Для компрессора турбонаддува ТД можно принимать с,_4 =2,1.. 23 Увеличение ширины ДЦ на выходе (Ь4 > Ь,) позволяет еншить потери в выходном устройстве и часто используется в промышленных образцах С точки зрения влияния Ь, на характеристику самого ЛД определено, что с увеличением площади выходного сечения незначительно растут потери на ограничивающих поверхностях в области минимальных расходов, так же незначительно уменьшаются потери отрыва и общие потери на максимальных расходах Представляется, что для снижения габаритов турбокомпрессора ТД по всей видимости целесообразно увеличение Ьл, однако, так как заметного влияния 64 на эффективность самого диффузора не обнаружено можно рекомендовав его расширение на выходе в области интервала = 1.1 1,3, руководствуясь конструктивной целесообразностью с целью снижения радиальной прогяжешюсти или угла поворота потока в ЛД с учетом контроля потоковой диффузорности Радиальная протяженность ЛД значительно влияет на уровень потерь на ограничивающих поверхностях практически в области всей характеристики По результатам анализа обобщенных зависимостей можно рекомендовать интервал значений О,-1,3 . 1,4 В результате данного снижения значений Д, можно ощутимо снизить габарит турбокомпрессора в сочетании с варьированием Ь, До указанных значений ин-тенсивтюстъ роста общих потерь невелика

ICOO fOSO WO ПГ, (a

М'ШЗ

40) Mo р t Гц " то гю шо Риг 13 Распределение статического давления

на передней стенке лд по ша1 у

В данной работе проведено исследование влияния несгационар-• ности, создаваемой ОД Экспериментальные исследования проведены в ступени с ЛД <^3=201, о^ 32°, &, = 1,09, О, =1,435, 19 На рис 13 приведены результаты измерения распределения статического давления по шагу перед решет кой ЛД для трех режимов по расходу в широком диапазоне изменения частоты вращения Здесь же даны результаты измерения амплитуды неравномерности давления в диффузоре Анализ результатов показывает, что во всем диапазоне изменения производительности (углов атаки 1)) неравномерность создаваемая ЛД значительна и достигает при отрицательных углах атаки значений 0,15р{и\ Вращающийся срыв возникает на входе в ЛД при положительных углах атаки 1т >7 10°.

В главе семь даны результаты использования исследований в промышленности при решении хозяйственных проб 1ем Представлены инженерная методика проектирования ПЧ компрессора турбонаддува ТД с учетом работы на неноминальных режимах и влияния нестационарное™ подачи воздуха в цилиндры в виде инновационной технологии формирования ПЧ, основанная на рациональном распределении скоростей невязкого потока в лопаточных элементах с контролем по параметрам вязкого потока, на экспериментальных данных модельных ступеней, разработанных расчетных методиках и выработанных рекомендациях по проектированию при выполнении работы, технология изготовле1Шя осерадиать-ных полуоткрытых РК с повышенной густотой решетки на входе, включающая, разработанный метод линейчатых поверхностей для аналитического описания формы лопаток пространственного В11А и основные технологические принципы движения режущего инструмента многокоординатного фрезерного станка с ЧПУ Даны результаты улучшения эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува ТД и самих дизелей

Таблица 2

ИСПО ТЫОВАНИГ КОМПРЬС ( ОРОВ ДЛЯ ЗАМШЫ ТАРУТ.КЖНЫХ АНАЛОГ ОВ

1 УРЬОКОМИРЕСС ОР

___скьт

IК23В-39 (36)

1К35В4Й

1К41В-08М

ОТГЧКГ. ГВЕ1ШЫЙ ^(ВШАГЬЛЬ_ 841121/21 1МЗ

г Екатеринбург _

6ЧН40/46 «Русский дизель», г Санкт-Петербург

HA3HA4FHHE ДВИ1 ATT ЛЯ

ашотракюрный

судовой

судовой

Зарубежный двигатыгь

8РА4-185М2,1 71S TFES,

Слвакия _ _

6РС 2-5,1 PIFI STICK

Франция___

6VDS48/42 AI. SKL, ФРГ

зарубежный

турбокомтц'ьсгот'

PTD280AH-M Словакия

VIR 304 ABB Швейцария

Н6ПБС

Турбо^Чехия_ __

Показано, что разработанный расчетно-методический комплекс, методика проектирования ПЧ компрессора турбонаддува Т Д, атлас характеристик двухзвенньгх модельных компрессорных ступеней турбонаддува ТД с БЛД и технология изготовления пространственного осерадиального полусл крытого PK успешно внедрены в производство при решении хозяйственных проблем модернизации и проектирования компрессоров турбонаддува 1Д и других дизелей, в гам чисге .для комплектации агрегатов зарубежного производства (табл 2) В рамках реализации результатов научных исследований была разработана конструкция ПЧ компрессора с абсолютной принципиальной новизной для замены турбокомпрессора рядаТК41В-08 с целью перекрытия поля параметров и повышения эффективности агрегата

до уровня зарубежных аналогов По кпд турбокомпрессор ТК35В-08 отличается от / турбокомпрессора "ГК41В-08 ( на 4 . 6% в большую сторону

при перекрытии необходимого поля параметров На сего-

1 дняшний день турбокомпрессор ТК-35В-08 является одним из лучших отечественных образцов и используется для комплектации зарубежного дизеля Универсальная характеристика компрессора

J наддува ТК-35В-08 дана на рис 14 В конструкцию ПЧ f компрессора входят про-

Рис 14 Универсальная характеристика гурбокомпрессора TK 35В-0Я (Лранственное ОСераДИЭЛЬКОе полуоткрытое рабочее колесо, вращающийся БЛД основной БЛД и однорядный ЛД Построение ПЧ компрессора (ступени) выполнено с учетом работы компрессора в области повышенных чисел Маха- Ми~0,9 1,2, в условиях большой нагрузки на неподвижные элементы Поэтому для снижения числа М использован БЛД повышенной радиальной протяженности £>,=1,13, ширина БЛД равна ширине РК на выходе Ь} = 62. В диффузорной системе использован вращающийся БЛД, представляющий собой радиальное продо^ение основного диска РК до значения ОгЛ~ 1,017. Использование вращающегося БЛД при высоких значениях М позволяет существенно выровнять поток на выходе из РК На вращающийся стенке окружная составляющая скорости в пограничном слое равна Си=аг, которая, как правило, больше, чем С\ в ядре потока Это приводит к появлению дополнительных сил, действующих на частицы пограничного слоя в радиальном направлении, что устраняет срыв потока в пределах вращающегося БЛД и в начальной части неподвижного БЛД Однорядный ЛД ступени с радиальной протяженностью £>„=1,51, имеет 19 лопаток и расширен от сечения 3-3 до сечения 4-4, с целью снижения значения числа Маха М и г абарита компрессора Ширина ЛД на выходе составляет значение Ь,1Ь,-1,36 Лопаточная решетка диффузора спрофилирована с использованием расчетно-методического комплекса' максимальная нагрузка на лопаь ки ЛД смещена ко входу, задан минимальный пик скорости на входе задней стороны лопаток при длине данного участка 1 =0,22, на остальном участке лопагок задано безотрывное замедление скорости, точка отрыва на перед1 гей стороне лопаток смещена к выходу, густота решет -ки и диффузорность потока заданы в соот ветсгвии с рассмотренными рекомендациями

Результаты стендовых испытаний в СКБТ (i Пенза) полностью подтвердили расчетные исследования Прежде всего определено, что изменение числа Маха в области его повышенных значений влияет существенно на расположения характеристик Увеличение значения Мц от 0,876 до 1,189 сметает характеристики в область повышенных значений коэффициент расхода Ф При этом распотожение максимальных значений параметров эффективности смещается от Ф=0,065 до Ф=0,085 Незначительно увеличивается коэффициент теоретического напора у/л в области расчетной точки Значительно растут числа Маха на входе в ЛД ог значения Мг =0,45 до значения М =0,8 С одной стороны эго обстоятельство определяет повышенный уровень потерь С другой стороны сказывается влияние сжимаемости с деформацией треугольника скоростей и согласование характеристик элементов По это-

mv суммарное влияиие параметров опрелеляет высокую эффективность ма расчетной точке ступени r¡'M-0 84 и РК rfa, -0 94

Сравнительные таводские испьп'ания (рис 15) покатали, что нагрузочные характеристики дизеля ,„ РС2-5 (Nc-3500 3X50 чел.-520 об/мин) с гурбо-^"'""'компрессорами ТК35В-08 и NA-34 фирмы j МАЭДФРГ) совпадают по расходу воздуха Gair, дав-7 лению на выходе компрессора Pint, часовому расходу 6 топлива В На максимальных режимах турбокомпрессор 1К35В-08 превосходит турбокомпрессор NA-34 по параметрам давление рабочего тела перед турби-(«г/™1ной Pgi выше, чго повьппает индикаторный кпд ди-1,5 зеля, температура воздуха в ресивере tint ниже, что 1,0 покатывает более высокий кпд компрессора, удельный расход топлива be ниже (в тексте сохранены официальные обозначения сравнительных испытаний) При проведении стендовых испытаний бьыо исследовано влияние сжимаемости ^шя ступеней турботщдду-ва дизелей pa3jiH4iioñ нанорности Для сравнения быт выбраны ступень турбокомпрессора ТК35В-08 с рабочим колесом с загнутыми назад лопатками (/7, =63(>) и ступень автотракторного турбокомпрес-1М copa ТК23В-36 с высоконапорным РК (Д, =90°) Ис-

р 1

оч пользование в конструкции 1К23В-36 высоконагтор-ного РК определено заменой на дизеле 8ЧН21/21 двух турбокомпрессоров ТК Р-14, работой aiperara в (»6-ласти повышенных окружных скоростей и требованиями по габариту Обе ступени компрессора работают в областях повышенных значений чисел Маха То есть подвержены сильному влиянию сжимаемости Интервал работы ТК23В-36 по М„=0,76 123 Ступень компрессора вк-гточаст в себя осерадиалытое полуоткрытое РК с характеристиками Ü2 =0,25 м, о. =0,31, Д,Ч),63, Ьг =0,055, рпг=90" <еТР=0,82, Фр-Ю,085, zK—18, и однорядный ЛД с характеристиками Dj-l 1, Л4-1,36, г„=17, Ь, /Ь1 =1,07, b,/h}~ 1,2 По напоршети ступень компрессора 1К35В-08 значительно уступает ступени IK23B-36 (рис 16) Коэффициент теоретического напора ц/, в ступени ТК23В-36 так же как и в ступени IK35B-08 оч повышения Ми и вменяются нетначитеяыго 1акжес увеличением характеристики сдвигаются в область болыпих коэффициентов расхода Однако по эффективности наблюдается противоположная картина В ступени ТК23В-36 с увеличением сжимаемости кпд ступени падает Ого можно объяснить тем, что даже при движении к расчетной точке и согласованности работы элементов ступени потери в высоконапорном РК очень велики Кроме того велика нагрузка на последующие неподвижные элечетлы Поэтому градиент роста потерь превышает положительное

Риг 15 Сравнительные haí рузочные характеристики ди1еля РС2-5 (6ЧН40/46) (nt»350ü 3850 л с , nt._S2í) об/мин)

с турбокомнрес сорами - тк 35 В 08,

___NA 34, _ • _ • _ ТК 41 В-08

TK05B-08

0,06 0,07

0,08

Ф

Рис 16 Характеристики компт с оров

турбонадцура дизелей 1 К-23В-36 - автотракторного, 1К 35В-08 - судового

влияние согласованности элементов и кпд ступени с повышением числа Маха падает Необходимо отметить, что анализ рез> пьтатш стендовых испытаний полностью подтверждает выводы расчетного и экспериментального исследования, а гак же полностью согласуется с физической моделью течения и потерь в ПЧ компрессора турбонаддува IД

Эффективность работы турбокомпрессора, как отмечалось выше. оказывает значительное влияние на экологическую безопасность дизеля Испытания, проведенные на !Т1 «Завод им Малышева» (г Харьков) по определению дымносли отработавших газов дизеля 10Д100М1А (дизельное топливо по ДСТУ 3868-99 и масло М-14 В2) в комплектации с турбокомпрессорами ТК34Н-04С, ТК34Н-15 и турбокомпрессором ТК341Н9, при модернизации которою использован разработанный расчстно-мегодический комплекс, показали, что только с ТК34Н-19 дымность находится в пределах норм ГОСТ Р51250-99 «Дизели судовые, тепловозные и промышленные Дымность отработавших газов» Дымность дизеля с турбокомпрессорами ТК34Н-15 и ТК3411-04С на режиме полной мощности превысила норму на 0,5% и 2% соответственно Замер выполнялся дымомером МК-3 «Хартридж», значение коэффициента К=0,98, значение натурального показателя ослабления светового потока Кф= 1,521(48) было измерено но контрольному светофильтру, погрешность измерения 1% к,„ ^ |,|||,,__На рис. 17 показаны зависимо-

сти приведенного показателя ослабле-

0.4

0.3

0.2

0.1

ния светового патока К,,,'" '' аг режима работы дизеля для исследуемых турбокомпрессоров Уменьшение дымно-сти достигнуто за счет повышения эффективности работы турбокомпрессора, в частности, за счет увеличения за цикл подачи воздуха в цилиндры ТД совершенствованием 114 компрес-800 п,об/мин сора (рис 18) Разница в кпд компрессоров 1К34Н-19 и 1К34Н04С в

Рис 17 Зависимость приведенного пока 1лтгля зависимости ОТ режима составляет

400

500

600 700

ослаьльния светового потока от режима раьш ы

дизеля _ тк34н-19,

---ТК 34H-S, _ . _ • _ ТК 34Н-04С

3 4%.

7« 06

■ 11

__т.

1-4-

20009

_L 4-1 TJJ

3 5 /и, кг ¡сек Рис т8 хдрактерисшкитурбокомпрессоровикомнрессоров наддува -i к34н-19,___тк34н 04с

В соответствии нротраммой

модернизатши технологического оборудования АЭС с непосредственным участием автора и использованием расчетно-методического комплекса был разработан, изготовлен и передан в производство новый высокоэффективный турбокомпрессор ТК-88 с параметрами тгк=2,7, т ~ 18 кг/сек для дизеля 881 мощностью 6300 л.с Параметры элементов ступени составляли значения- D, 0,83 м, Ц,„=0,24, Z)H-0,53; Ьг =0,042, гк=20,

30"

; 70", Ф„=0,08, y/TP=0,77, WJW2 =1,35, Ь, =6, =64

/?„_= 55°, рЛг -40°, /?„„ = /3, 1.12, Ц,=1,56, г „ = 17: «,,= 22" Испытания на Г11 «Русский дизель» на номинальном режиме при Ми=1,15 показали значения к п д ^=0,84, что значительно превосходит эффективность аналога в условиях работы при повышенных значениях чисел Маха (М„, =0,72, М(> =0.83, Мг, =0,7) и потоковой диффузорности ЛД с, /с4 =2,4 11ри выполне-

нии проекта была разработана и внедрена на ПО им В Я Климова и ПО «Красный Октябрь» технология и ¡готовлен™ осерадиальных полуоткрытых РК с повышенной iycToroñ решетки на входе на многокоординатном фрезерном станке с ЧПУ

Результаты исследования ЛД использованы при создании высокоэффективных образцов высокооборотных воздуховсасываюших агрегатов для мобильных машин в рамках комплексных работ Минобразования и Науки РФ и HIЮ «Ленинец» В результате расчетных и экспериментальных исследований ПЧ воэдуховсасывающего агрегата мобильной машины, включая физическое исследование ни зкоэнертет ических зон в ЛД. в том числе в области минимальных расходов, была разработана одноступенчатая высокооборотная конструкция компрессора, работающая в режиме создания разрежения, с ЛД уменьшенной радиальной протяженности для замены устаревшего двухступенчатого низкооборотного образца ВВА-1000 ГОСТ 10280-83, выпускаемой) в г Миасс (Челябинская обл) В СПбГАСЭ была изготовлена действующая модель воздуховсасывающего агрегата, характеристики которого в результате стендовых испытаний показали значительные преимущесгва по массо-I абаритным параметрам и технико-экономическим показателям по сравнению с отечественным аналогом и сопоставимость значений с лучшими зарубежными моделями Прежде всего был значительно увеличен основной паспортный парамегр - разрежение на входе при закрытом всасывающем отверстии Уве шчение разрежения но сравнению с аналогом составило 28 30% (20000 . 25000 Па) (при увеличении установочной мощности от 1000 Вт до 1200 Вт) Одновременно, уменьшен на 25% массогабаригный показатель

В настоящее время результаты исследований используются на Ч'П (г Челябинск) при модернизации турбокомпрессоров ТКР-8,5, ТКР-11 и их модификаций и создании но-boi о поколения турбокомпрессоров для турбонаддува автотракторных дизелей

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате оптимизации газодинамических, геометрических и режимных параметров компрессоров турбонаддува ТД с оссрадиатьными полуоткрытыми РК, ЛД и БЛД значительно улучшены их эксплуатационные показатели в условиях работы на поминальных и неноминальных режимах, в том числе при повышенных числах Маха и с учетом нестацио-нарносги подачи воздуха в цилиндры даче.ш к гт д компрессоров турбонаддува повышен на 4 6% по сравнению с существующими отечественными аналогами и соответствует современному мировому уровню; снижен на 3 4 г/кВгч удельный расход топлива дизеля, повышены его надежность и экологическая безопасность

При выполнении работы получены следующие результаты-

1 Уточнена физическая модель течения и потерь в ПЧ лопаточных элементов компрессора турбонаддува ТД на основе физических экспериментов по визуализации низкоэнергегиче-ских зон в осерадиальных полуоткрытых РК различной напорности на режимах реальной нагрузки с учетом наличия осевого зазора между корпусом и РК и в ЛД с пониженной радиальной протяженностью, характерной для турбокомпрессоров наддува автотракторных дизелей, на режимах номинальной и неноминальной нагрузки Определено, что отрыв потока на задней стороне лопатки осерадиального полуоткрытого РК происходит на всех режимах у колес различной напорности с (]юрмированием течения типа «струя-след», увеличение напорности РК смещает точку отрыва вверх по потоку, локачьные отрывные зоны образуются прямо на входе РК в пространственном ВНА и зависят от распределения на-трузки в лопаточной решетке и режима работы, перетечки в осевом зазоре между РК и корпусом на осевом участке минимальны и увеличиваются с ростом радиуса РК все сечение на входе в ЛД в меридиональной плоскости занято вязким потоком

2 Расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования ПЧ компрессоров турбонаддува ТД содержащий авторские и известные адаптированные методики, в отличие ог имеющихся отдельных методик, позволяет реально проектировал,высокоэффективные Г1Ч и основан на предположениях и допущениях, полученных в резулыате анализа физической модели течения и потерь

3 Использование методики комплексною экспериментального исследования компрессоров гурбонаддува ТД, включающей поэлементные модельные и физические исследования, исследования нестационарных процессов и стендовые испытания промышленных образцов позволило с необходимой научной глубиной провести поэлементные исследования 114 компрессора и идентифицировать расчетные модели

4 Авторская методика расчета коэффициента теоретического напора на основе схемы течения «струя-след» с определением ширины зоны отрыва по результатам расчета распределения скоростей в решетке и параметров пограничного слоя, по сравнению с имеющимися, применима для осерадиальных полуоткрытых РК с произвольной геометрией выхода лопаток и хорошо согласуется с опытными данными

5 Расчетные исследования, выполненные в соответствии с разработанной методикой расчета потерь в осевом зазоре между РК и корпусом, качественно совпали с экспериментальными в интервале значений ^/¿2=0,015 0,126 В диапазоне от Л 0,05 до 5 =0,126 падение к п д РК значительное и составляет 3 4%, причем большим величинам осевого зазора соответствует большая скорость падения параметров Оптимальный зазор определяется значениями 5 =0,04 0,06 Результаты модельного эксперимента хорошо согласуются с результатами физического Падение кпд РК более интенсивное, чем падение коэффициента теоретического напора, что говорит об увеличении коэффициента потерь с ростом низкоэнергетических зон Созданная на базе расчетной модели с использованием результатов физического и модельного экспериментов математическая модель потерь в осевом зазоре учитывает влияние вращения РК и кривизну канала, количественно совпадает с опытными данными и реально используется в промышленности

6 Созданные в результате оптимизации конструкции ПЧ высокоэффективных осерадиальных полуоткрытых базовых РК использованы для построения параметрических рядов турбокомпрессоров в диапазонах значений параметров коэффициент расхода Ф, =0,06 0,1, коэффициент теоретического напора ц/, =0,7 0.9, потоковая диффузор-ность №,/»2=1,2 1,4 Определено что эффективность РК зависит от аэродинамического совершенства лопаточной решетки и влияния газодинамических, геометрических и режимных параметров В частности при задании распределения нагрузки невязкого потока по лопаткам РК большую нагрузку необходимо сосредоточить в радиальной части, а в осевой части желательно сместить увеличение нагрузки ко входу, чтобы уменьшить скорость потока при переходе из осевого направления в радиальное; при формировании меридионального контура РК желательно иметь развитый в осевом направлении ВНА до значения ^0=0,3 ..0,35 и плавную конфигурацию периферийной линии с возможно большим радиусом кривизны, что позволяет существенно снизить уровень скоростей в межлонагочном канале, с учетом баланса между профильными потерями и потерями на ограничивающих поверхностях и уровня относительной скорости на входе РК обтцие потери минимальны в окрестности =0.08, с учетом баланса между уровнем напорно-сти колеса и уравнением профильных потерь можно принять 1е1(,ои1 =0,78 0,8, с учетом баланса между уровнем профильных потерь и последующих потерь в неподвижных элементах оптимальньгй игпервал значений потоковой диффузорности и1, / и1," 1,2 1,4 Использование рекомендуемой оптимизации позволяет получить значения кпд 7?;,„,-0,93 .0,94

7 Сформировал атлас экспериментальных характеристик двухзвенньгх ступеней турбонадду-ва с БЛД в диапазонах значений Ф(,Ю,06. 0,1; (ет=0,7 0,9; /н\ =1,2 1,4, Ма=0,6. 0,78, 04 =1,6 1,8; т?* =0,92 0,94, т?^ , =0,87 0,88 Определено, что уменьшение потоковой диффузорности в РК тшже и /и2 1,3 уменьшает потери в колесе, но уве пгчивает потери в БЛД С учетом батанса между ростом коэффициентов потерь в БЛД и повышением коэффициента восстановлетшя статического давления определен оптимум ра-

диалытой протяженности диффузора, составляющий значения D,-1.6 1,7 При этом обеспечивается высокая эффективность характеристик ступеней коэффициент зоны экономичной работы Клг =046 0,49, коэффициент ширины зоны устойчивой работы К0,81 0,83, коэффициент крутизны правой ветки характеристики Кф =0,64 0,65

8 ("равнение опытных и расчетных данных покачаю применимость для практического использования разработанной методики расчета характеристики ЛД по задаваемому экспериментальному входному профилю скорости, позволяющей получить профиль скорости на выходе диффузора, разделять потери на виды, учитывать неравномерность потока по ширине канала и окружности

9 Расчетные и экспериментальные исс гедования ступеней компрессора 1урбонаддува с ЛД показали, что в области работы высоконапорных (сг"=0,7 0,8 и высокорасходных Фр 0,08 0.09 транспортных агрегатов в условиях повышенных чисс i Маха Ми =1 1,2 целесообразно использовать ЛД позволяющие значительно снизить габарит турбокомпрессора до ¿>„=1,3 . 1,4 и имеющие эффективность в окрестности расчетной точки не ниже ЬЛД При этом, эффективная работа на неноминальных режимах может быть обеспечена рациональным распределением нагрузки по лопаткам диффузора отсутствие или минимальный пик скорости на входе f -0,22 0,25 задней стороны с последующим безотрывным замедлением и максимальным смещением точки отрыва на передней стороне к выходу, выбором густоты решетки в интервале 111=1 2,3, увеличением ширины диффузора на выходе до b, / Ь, =1,1 1,3, отраничением углов атаки на входе в диффузор значениями ; ¿ 7 10° ,тля предотвращения сильных нестационарньгх возмущений и равномерной подачи воздуха в цилиндры дизеля

10 Экспериментальное исследование работы турбокомпрессоров наддува при повышенных значениях давлений наддува и чисел Маха показало, что при Mc¡ И),7 0 8 имеется сильное влияние сжимаемости воздуха, происходит деформация треугольника скоростей. эффективность работы компрессорной ступени определяется coiласованностью всех элементов, особенно при пониженной реактивности PK П этой связи рекомендуется увеличивать перед ЛД безлопаточный участок до значения £>ä = I,12 1,15

11 Успешно внедрена ira многих пре^фиягиях отрасли методика проектирования 114 компрессора турбонад,(ува ГД, непосредственно определяющая технологию проектных работ в условиях промышленных предприятий и организаций

12 Успешно внедрена на предприятиях Санкт-Петербурга технология изготовления оссра-диатытых полуоткрытых PK с повышенной густотой решетки на входе включающая разработанный метод линейчатых поверхностей для аналитического описания формы лопаток пространственного ВНА и основные технологические принципы двилсения режущего инструмен т многокоординатного фрезерного станка с ЧГГУ

13 Создан ряд 1урбокомпрессоров надлува 4-го поколения ТД включающий модернизированные конструкции и образцы с абсо. потной принципиальной новизной, реально внедренный на промышленных предприятиях России, в том числе используемый для комплектации 1Д зарубежного производства и имеющий эффективность компрессоров rfaú 0,82 0.84

14 Разработка высокоэффективных турбокомпрессоров наддува позволила значительно улучшить характеристики самого ТД Сравнительные нагрузочные характеристики дизеля PC 2-5 с турбокомпрессорами ТК 35R-08. ТК 41В-08 и NA-34 фирмы MAN (ФРГ*) показали. что удельный расход топлива дизеля с разработанным турбокомпрессором ТК 35В-08 на 3 4 г/кВгчас ниже по отношению к отечественному анажлу и на 1 2 г/кВт час ниже по отношению к зарубежному аналогу на максимальных режимах Кроме raro, дизели с модернизированными турбокомпрессорами с большей напорноегью и кпд имеют дымность отработавших газов на 8 10% ниже на режиме полной мощности

15 Экшомическаятф4кктишюот>в1гедрашявытл1га руб

Основные положения диссертации представлены в печатных работах

1 Боровиков А В , Шерстюков В А, Россель В В , Речкунова Н Ф Расчетное исследование и разработка экспериментального одноступенчатого унифицированного центробежного компрессора параметрического ряда // Материалы Vil ВНТК «Повышение технического уровня, надежности и долговечности компрессоров и компрессорных установок» -Казань- КХ1И, 1985 -С 84-85

2 Боровиков А В, Шерстюков В А, Россель В В , Речкунова Н.Ф. Разработка параметрического ряда низконапорных унифицированных центробежных компрессоров // Тезисы доклада ВНГК «Научные проблемы современного энергетического машиностроения и их решение» - Л ЛПИ, 1987 - С. 160

3 Боровиков А В, Шерстюков В А, Россель В В Разработка и исследование параметрического ряда одноступенчатых унифицированных центробежных компрессоров // Межвузовский сборник «Рабочие процессы компрессоров и установок ДВС».-Л ЛПИ, 1987 -С 12-16

4 Боровиков А В , Селезнев К П , Симонов А.М , Савин Б Н, Россель В В Совершенствование турбокомпрессоров наддува ДВС на основе математического моделирования и экспериментального исследования // Материалы Всесоюзного симпозиума «Повышение эффективности производства в рациональном использовании сырьевых Материальных и трудовых ресурсов» - Кутаиси 1988.-С 200-203

5 Боровиков А В, Савин Б Н , Симонов А М, Россель В В Влияние подрезок меридионального контура о се радиального полуоткрытого рабочего колеса центробежного компрессора на его характеристики // В кн «Теплообмен в энергет ичсских установках и повышение эффективности их работы» - Воронеж ВПИ, 1988 - С 84-89

6 Боровиков А В, Зимнухов L 11, Савина Л В , Симонов Е.В Некоторые результаты экспериментального исследования компрессорных ступеней с осерадиальными колесами с различными коэффициентами напора, лопаточными диффузорами различной диффу-зорности //1евисы докладов VIH ВН1К по компрессоростроению Ч 1 -Сумы. Цинш-химнефтемаш, 1989 - С 18.

7 Боровиков А В, Корнет И Ф, Соколов Д.Ю, Сюганов В.В., Шерстюков В.А Разработка технологии изготовления осерадиальньгх нолуоткрьпых рабочих колес центробежного компрессора на фрезерном станке с Ч1ТУ // Тезисы докладов VIII ВНIК по компрессоростроению 4.2 - Сумы. Цишихимпефтемаш, 1989 -С 129

8. Боровиков А В, Зимнухов ЕII, Савин Б Н Модель к.п д в ступенях центробежных компрессоров с осерадиальным рабочим колесом // В кн « Теплообмен в энергетических установках и повышение эффективности их работы» - Воронеж ВПИ, 1989 С 88-92

9 Боровиков А В , Селезнев К П, Россель В В Оптимизация проточной части центробежных ступеней с осерадиальными колесами для агрегатов наддува ДВС // В кн «Повышение эффективности паровых и газовых холодильных машин и процессов тепломассо-псреноса». - Л • ЛТИХП, 1989 - С. 15-16

10 Боровиков A.B., Селезнев K.II., Симонов А.М., Савин Б.Н., Россель В.В. Рабочее колесо осерадиалыюго компрессора. АС №1563317 íapei нстр. 08.01.90 г.

11 Боровиков А В, Россель В В , Савин Б II, Симонов А М Шерстюков В А Результаты исследования центробежных компрессорных ступеней с осерадиальными рабочими колесами с различной реактивностью // В кн « Теплообмен в знергегических установках и повышение эффективности их работы». Воронеж ВПИ, 1990 - С 72-78

12 Бороников А В Россель В В, Симонов А М, Шерстюков В А Исследовшше эффективности элементов ступени центробежного компрессора с осерадиальными рабочими колесами с различной реатст ивностыо // Материалы ВШ К «Проблемы экологии и ресурсосбережения» -Черновцы ЧГУ, 1990 - С 120-122

13 Боровиков Л В Симонов \ М Россе ib В В , Михайлов О О Исследование эффективности элементов ступени центробежного компрессора с осерадиальными рабочими колесами // Материалы ВМК «Газотурбинные и комбинированные установки» - М МГТУ, 1992

14. Боровиков А.В., Симонов А.М., Россель В.В., Потанин В.А. Разработка и исслецо-вание центробежных компрессорных ступеней с осерадиальными колесами. // Машиностроение. Химическое и нефтяное машиностроение, 1992. _V» 3.- С. 1-2.

15 Боровиков А В Расчет и оптимизация т-азодинамических и геометрических параметров воздуховсасываюшег» агрегата Раздел учебного пособия «Решение инженерных зачач на ЭВМ» - СПб СПбТИС', 1993 -С 30-79

16 Боровиков А В Рабочие процессы БМ11 Учебное пособие - СПб СПбТИС. 1994 - % с

17 Боровиков А В , Выогинов А В Диагностирование параметров рабочего процесса в бытовом электропылесосе' Межвузовский сборник научных трудов - СПб 1995 С 23-27

18 Боровиков АВ, Парангаев Г В Теоретические процессы БМП Учебное пособие -СПб СПбГИГ), 1997 -60 с

19 Боровиков А В Ярковой В А Оптимизация проточной части рабочею колеса воздухов-сасывагошего агрегата бытового электропылесоса на основе расчетных и экспериментальных исстедований // Материалы ВНТК «Социатыю-экономические и технологические проблемы сервиса» СПб • С116ГИСЭ. 1999 С 145-147

20 Боровиков А В Современные методы исследования эффективности конструкций пыле-уборочной техники Раздел коллективной монографии «Сфера сервиса особенности развития, направления и методы исследования» - СПб, 2001 - С 262-276

21 Боровиков А В Исследование центробежных вен титяторов бытовых электропылесосов // Материалы VIIМК «Наука - индустрии сервиса» - М • МГУС, 2002 - С 54-55

22 Боровиков А В , Симонов А М Расчет потерь в рабочем котссе малоразмерного цетпро-бежного вентилятора бытового электропьшесоса // Материалы ВК «Ьытоиые машины и приборы подготовка кадров, производство, сервис» - СПб СПбГАС'Э, 2002 -С 26-29

23 Боровиков А В, Симонов А М Ярковой А В О результатах исследования малоразмерных центробежных вентиляторов бытовых электропьыесосов // Материалы II МК «1схнологии третьего тысячелетия» - СПб Ии Г №7,2002 -С 75-76

24 Боровиков А В, Симонов А М Оптимизация параметров проточной части малоразмерных ступеней цетттробежных ветггиляторов // Материалы BHIK «Научные и практические вопросы совершенствования эксплуатации мобильных машин в современных условиях» - СПб ВИТУ, 2003 С 165-171

25 Боровиков АВ, Симонов АМ Структура модели потерь в проточной части ступени малоразмерного центробежного неггпыягора '/ Материалы ВНТК «Научные и практические вопросы совершенствования жеплуагации мобильных машин в современных условиях» -СПб ВИТУ, 2003.-С 161-165

26 Боровиков А В, Симонов АМ Методы расчега и проектирования проточных частей малоразмерных центробежных ветттиляторов Раздел котлекгивной монофафии «Инновационные стратегии развития сферы сервиса» -СПб CI161 АСЭ, 2003 С 225-237

27 Боровиков А В, Полянский В И. П (етгберко ABO результатах жсггсримегшлыго1 о исс те то-ватптя малоразмерных цегпробежтгых вентиляторов // Материаты V МК «Совреметптые средства управления бытовой техники» - М МГУС 2003 -С 197-198

28. Боровиков А.В., Симонов \.\1, Шенберко А.В. О результатах исследования центробежных ступеней высокоборотных компрессорных машин. // Теоретические и прикладные проблемы сервиса, 2003. -№4.-С. 14-19.

29 Боровиков А В , Симонов А М Потемкина Т В О методике использования турбокомпрессоров с осерадиальными полуоткрытыми колесами в системах жизнеобеспечения

гостиниц и туристских комплексов // Материалы ВНТК «Современные проблемы развита туризма и туристского сервиса»-СПб СПбГАСЭ, 2004. - С 156-160.

30 Боровиков А В Улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей оптимизацией газодинамических, геомефических и режимных параметров /7 1руды МНТК «Улучшение эксплуатационных показателей двигателей факторов и автомобилей» -СПб СП61 АУ, 2004 - С 275-291

31. Боровиков А В К вопросу об аналитическом описании формы просгранст венной лопатки осерадиального полуоткрытого колеса турбокомпрессора наддува дизеля // Труды МНТК «Улучшение эксплуатационных показателей двигателей факторов и автомобилей». -СПб СПбГАУ, 2004 - С. 291-293

32 Боровиков А В, Симонов А М, 11отемкина Т В. О результатах исследования лопаточных диффузоров компрессоров турбонаддува транспортных дизелей // 1 руды MI ГГК «Улучшение эксплуатационных показателей двигателей тракторов и автомобилей». СПб СПбГАУ, 2004 - С 102-105

33 Боровиков А В Влияние формы лопаточной решетки рабочего колеса компрессора турбонаддува дизеля на ее аэродинамическое совершенство // Груды СП61 АСЭ. Вып. 2 "1смнлан Минобрнауки РФ №1 2 02 - СПб СПбГАСЭ, 2004. С. 29-41.

34 Боровиков А В Влияние газодинамических и геомефических параметров на эффективность рабочего колеса компрессора турбонаддува дизеля. // Труды СПбГАСЭ. Вып 2 Тсмшган Минобрнауки РФ №1 2 02 - СПб СП61 АСЭ, 2004 - С. 41-63.

35 Боровиков А В , Потемкина Т В О методике проектирования характеристик лопаточных диффузоров компрессоров турбопатдува транспортных дизелей. // Груды СП61 АСЭ Вып 2 Темплан Минобрнауки РФ №1 2 02 СПб СПбГАСЭ, 2004. - С 64-76

36 Боровиков А В , Шенберко ABO результатах экспериментального исследования низко энергетических зон в лопаточных элементах высокооборотного компрессора мобильной машины // Труды СПбГАСЭ Вып 2 Гемшын Минобрнауки РФ Xsl 2 02 - СПб СПбГАСЭ, 2004 С 155-165

37. боровиков A.B. О проектировании iipoci ракствснного вращающе! ося направляющего аппарата осерадианыю! о колеса компрессора турбонаддува дизели. // Судостроение, 2004. -№ 4. - С. 43-45.

38 Боровиков A.B. К вопросу о выборе коэффициента теоретическою напора осерадиально!о полуоткрытого колеса при проектировании компрессора i-урбонаддува ДВС. // Двш ателес «роение, 2004. - № 4. - С. 18-21.

39 Боровиков A.B., Симонов A.M. К вопросу о выборе коэффициента расхода осерадиального полуоткрытого колеса при проектировании компрессора турбонатдува ДВС. // Двига ¡слестроение, 2004. - № 4. - С. 16-18.

40. Боровиков A.B. Влияние oceeoi о зазора между рабочим колесом и диском компрессора турбонаддува на характеристики дизеля. //Тракгоры и сельскочозяйсгвенные машины, 2004. - № 12. - С. 25-27.

41. Боровиков A.B. О методике проектирования компрессорной ступени турбонаддува судового дизели. // Судостроение, 2004. - № 6. - С. 34-36.

42 Боровиков А В Компрессоры турбонаддува транспортных дизелей Оптимизация и проектирование проточных частей СПб СПбГАУ, 2004 - 159 с

43 Боровиков А В Автотранспортные средства Компрессоры турбонаддува транспортных дизелей' Учебное пособие Гриф УМО Министерства образования и науки России -"Пб СПбГАСЭ, 2004 171 с

44. Ьоровиков A.B. Инновационная |схнология формирования проточной части компрессора турбонаддува транспортного дизеля. // Регион: Полтика. Экономика. Социология. СПб., 2004. - № 4. - С. 68-72.

Боровиков Алекс андр Владимирович Ашореферат

Усл. печ. л. 2,0 Подп к печати 18.04.2005 Формат60х84 1/16

Изд. Х°001 Заказ № 1005 Тираж 100 экз

РИО СПбГАСЭ, лицеизия ЛР № 040849 Член Издательско-полиграфической Ассоциации Университетов России СПб государственная академия сервиса и экономики 192171,1 Санкт-Петербург, уп Седова, 55/1

НИ 0 4 5 0

РНБ Русский фонд

2006-4 7405

ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ.

ВВЕДЕНИЕ.

Ф 1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ, ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.

2. РАСЧЕТНО-МЕТОДИЧЕСКИЙ КОМПЛЕКС ДЛЯ ОПТИМИЗАЦИИ И ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРОТОЧНЫХ ЧАСТЕЙ КОМПРЕССОРОВ ТУРБОНАДДУВА ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ.

2.1. Физическая модель течения и потерь в проточной части компрессора.

2.2. Методика параметрической оптимизации ступени.

2.3. Расчетная модель течения в осерадиальном полуоткрытом колесе.

2.4. Расчетная модель течения в диффузоре.

2.5. Методика расчета потерь в элементах проточной части компрессора.

2.6. Методика расчета коэффициента теоретического

НАПОРА ОСЕРАДИАЛЫ-ЮГО ПОЛУОТКРЫТОГО КОЛЕСА.

2.7. Методика расчета характеристики лопаточного диффузора по задаваемому экспериментальному входному профилю скорости.

3. МЕТОДИКА КОМПЛЕКСНОГО ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ КОМПРЕССОРОВ ТУРБОНАДДУВА ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ.

3.1. Методика модельного эксперимента.

3.1.1. Описание экспериментальной установки.

3.1.2. Измерительная аппаратура.

3.1.3. Контрольные сечения, схемы замеров и измеряемые параметры.

3.1.4. Результаты наладочных испытаний.

3.1.5. Осреднение параметров.

3.1.6. Обработка экспериментальных данных.

3.1.7. Оценка погрешностей результатов экспериментальных исследований.[

3.2. Методика визуализации течений в лопаточных элементах компрессора.[

Ф 3.3. Методика экспериментального исследования нестационарных процессов в лопаточном диффузоре.

3.4. Методика стендовых испытаний промышленных образцов.

4. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕЧЕНИЙ f В ОСЕРАДИАЛЬНОМ ПОЛУОТКРЫТОМ РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ.

4.1. Влияние формы лопаточной решетки рабочего колеса на ее аэродинамическое совершенство. ф 4.2. Влияние газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность рабочего колеса.

4.3. Влияние на характеристики рабочего колеса осевого зазора с корпусом.

5. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА ТУРБОНАДДУВА ТРАНСПОРТНОГО ДИЗЕЛЯ

С БЕЗЛОПАТОЧНЫМ ДИФФУЗОРОМ.

5.1. Характеристики безлопаточных диффузоров.

5.2. Характеристики ступеней с безлопаточными диффузорами.

5.3. Атлас характеристик двухзвенных модельных компрессорных ступеней турбонаддува транспортных дизелей с безлопаточными диффузорами.

6. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА ТУРБОНАДДУВА ТРАНСПОРТНОГО ДИЗЕЛЯ

С ЛОПАТОЧНЫМ ДИФФУЗОРОМ.

6.1. Влияние газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность лопаточного диффузора.

6.2. влияние параметров на эффективность лопаточного диффузора в условиях работы транспортного дизеля на неноминальном режиме.

6.3. Результаты исследования нестационарных процессов в лопаточном диффузоре.

7. РЕЗУЛЬТАТЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРОМЫШЛЕННЫХ

ОБРАЗЦОВ КОМПРЕССОРОВ ТУРБОНАДДУВА

ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ.

7.1. Методика проектирования проточной части компрессора.

7.2. Технология изготовления пространственного осерадиального полуоткрытого рабочего колеса на многокоординатном фрезерном станке типа КМЦ-600-13.

7.3. Достигнутое улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей.

Основой для развития производства в сегодняшней России является интенсивное внедрение в отрасли хозяйства новых технологий получения конкурентоспособной продукции, средств транспорта, автоматизации и механизации, в том числе оснащенных современными дизельными двигателями, составляющими по мощности основу парка агрегатов внутреннего сгорания. Вследствие этого вопрос повышения их технико-экономического уровня имеет важное хозяйственное значение, решением которого заняты профильные научно-исследовательские и конструкторские организации, промышленные предприятия [16, 17, 18, 37, 42, 57, 73, 91, 98, 101, 155].

Самую многочисленную группу в номенклатуре выпускаемых дизелей составляют транспортные, к которым относят сегодня автотракторные, тепловозные и судовые дизели. Это обусловлено, прежде всего, развитием российской и мировой хозяйственных инфраструктур. Так, строительство портовых терминалов и транспортных сетей требует кроме магистральных тепловозов большого числа маневровых, кроме морских судов - судов нового класса «река-море». Поэтому требования, предъявляемые к автотракторным дизелям и заключающиеся в обеспечении эффективной работы на нерасчетных режимах, распространяются и на дизели вышеперечисленных транспортных средств. Кроме того, согласно исследованиям Государственного НИИ промышленных тракторов [16], в настоящее время большинство фирм выпускает дизели универсального назначения, т.е. дизели, которые после небольших конструктивных изменений и регулировок можно устанавливать на промышленные и сельскохозяйственные тракторы, грузовые автомобили, автобусы, грейдеры и другие дорожно-строительные машины, использовать в качестве судовых и промышленных.

Достигнутый к настоящему времени мировой уровень развития конструкций тракторных дизелей и дизелей универсального назначения характеризуется высокими показателями ресурса, низкой удельной массой

2,3.2,5кг/кВт), максимальным эффективным к.п.д. (0,46.0,48), минимальным удельным расходом топлива (205-215г/кВт-ч). Отечественные двигатели [16] (Д-180, В-31М2, В-35ИН и др.) отстают от зарубежных аналогов по основным параметрам, характеризующим технический уровень: частота вращения меньше в 1,43. 1,68 раза; литраж больше в 1,31.2,66 раза; литровая мощность меньше в 1,31. .2,36 раза.

Одним из основных направлений, позволяющих форсировать транспортные дизели, увеличить их удельную мощность, обеспечить комплексное повышение показателей технического уровня (топливная экономичность, компактность, надежность, экологические качества) является высокоэффективный турбонаддув. Во второй половине XX века, в период интенсивного внедрения турбонаддува в конструкцию транспортного дизеля рост степени повышения давления ограничивался значениями %к <2,7 из-за опасности снижения индикаторного к.п.д. двигателя т],, либо чрезмерного увеличения максимального давления цикла с ухудшением приемистости на нерасчетных режимах. В последние годы произошла значительная диверсификация конструктивных и технологических решений, способствующих совершенствованию рабочего процесса в самом дизеле. Современные транспортные дизели при высоком турбонаддуве имеют высокий индикаторный к.п.д., хорошую приемистость на нерасчетных режимах. Максимальное давление цикла возросло до Pz=15 МПа. Сегодня, при гармоничности работы всех агрегатов транспортного дизеля, остро обозначена проблема повышения экономичности турбокомпрессора (прежде всего повышение эффективности работы компрессора) при одновременных требованиях к снижению массогабаритных параметров, повышению надежности и экологической безопасности [38, 40, 65, 82, 83, 89, 93, 101, 103, 106]. Под повышением эффективности работы компрессора следует понимать, прежде всего, повышение его к.п.д., пологость протекания нагрузочных характеристик и равномерность подачи рабочего тела в цилиндры дизеля.

Известно, что снижение к.п.д. компрессора г)к при условии обеспечения требуемого давления наддува Рк приводит к необходимости повышения давления перед турбиной Рт, а это ухудшает продувку камер сгорания цилиндров дизеля и ведет к снижению коэффициента наполнения riv. К.п.д. компрессора во многом определяет топливную экономичность транспортного дизеля. Исследование НАМИ показывает, что рост к.п.д. турбокомпрессора определяет снижение затрат на совершение насосных ходов транспортного дизеля и значительно повышает его топливную экономичность (рис. В.1) [162].

Повышение к.п.д. турбокомпрессора, как указывалось выше, определяет положительный перепад давлений Рк/Рт, снижение температуры рабочего тела на выходе компрессора (в совокупности с отводом теплоты в холодильнике) и снижение в результате температуры выпускных газов. В современных транспортных дизелях температура выпускных газов снижена от значения Тг=1000° К до Тг < 850° К. Это позволяет значительно повысить надежность всей цилиндропоршиевой группы дизеля.

С максимальной температурой рабочего процесса в двигателе связана токсичность отработавших газов [13, 27, 28, 59, 84, 85, 117, 149, 162]. Из различных ее компонентов канцерогенными и, одновременно, трудно нейтрализуемыми являются, окислы азота, формирующиеся в основном в зонах максимальных температур рабочего цикла. Высокоэффективный турбонаддув позволяет снизить максимальную температуру цикла путем увеличения коэффициента избытка воздуха се, охлаждения наддувочного воздуха, интенсификации турбулизации заряда, повышения дисперсности распыливания топлива, улучшения смесеобразования. Исследования НАМИ показывают, что турбонаддув, способствуя повышению как % так и интенсификации сгорания, может рассматриваться как средство не только уменьшения дымности, но и снижения содержания токсичных выбросов. Видимая дымность отработавших газов является лишь одним проявлением этих выбросов, не имеющих прямой корреляции с суммарным содержанием в отработавших газах несго-ревшего углерода. Частицы последнего аккумулируют многочисленные про

А$е,г/(кВт-ч)

10 8 6 г ч- б 8. w А1тк;/о

Рис. В.1. Обобщенная зависимость влияния к.п.д. турбокомпрессора на удельный расход топлива транспортных дизелей при номинальном режиме [162].

Рис. В.2. Зависимость необходимого уровня к.п.д. турбокомпрессора от степени наддува [123]. дукты неполного окисления и полимеризации топлива, являющиеся канцерогенными. Поэтому в основных мероприятиях, обеспечивающим дизельным автотракторным двигателям выполнение международных требований по токсичности (Евро-2,3,4), определенных постановлением Госстандарта РФ от 26.05.1999г. №184, оптимизации турбонаддува отведено ведущее место: 1 -топливная аппаратура; 2 - камера сгорания; 3 - система газораспределения; 4 - турбонаддув; 5 - цилиндропоршневая группа; 6 - система рециркуляции ОГ; 7 - система регулирования степени сжатия; 8 - топливо; 9 - система нейтрализации ОГ,

Другим важным требованием для современного турбокомпрессора, кроме высокого к.п.д., является пологость нагрузочной характеристики и малая чувствительность к числу Маха, т.к. эффективность работы транспортного дизеля во многом зависит от того, в какой мере турбокомпрессор обеспечивает воздухом двигатель на низких скоростных и нерасчетных режимах работы. Данный процесс обеспечивается слаженной работой нескольких агрегатов дизеля [5, 20, 22, 78, 81, 99, 111, 116, 119, 121]. Прежде всего, приспособляемость транспортного дизеля на нерасчетных режимах осуществляется регулированием турбины турбокомпрессора и гидравлической оптимизацией цикловой подачи топлива. Высокоэффективная работа компрессора на нерасчетных режимах обеспечивается оптимизацией лопаточных решеток элементов проточной части, взаимодействием элементов между собою и оптимизацией контура самой проточной части.

Высокоэффективная работа транспортного дизеля во многом зависит от равномерности подачи рабочего тела в цилиндры двигателя. Известно, что аэродинамические процессы в системе компрессор-двигатель формируются в условиях интенсивного подвода энергии возмущений потока. В широко распространенных, особенно в России, восьмицилиндровых транспортных дизелях возмущения отбора воздуха в цилиндры имеют «аритмичный характер». Исследования НАМИ, ЦНИДИ, ГосНИИПТ и др. показывают, что неравномерность зарядов по цилиндрам может достигать 10%. Среди негативных последствий дайной неравномерности наряду со снижением топливной экономичности могут быть отмечены теплонапряженности деталей отдельных цилиндров, повышение токсичности, связанное с ростом температур рабочего тела в них, увеличение содержания углерода, дымности отработавших газов. Последнее обусловлено тем, что уменьшение зарядов тех или иных цилиндров при равномерной подаче топлива приводит к локальному снижению коэффициента наполнения а, вызывающему рост дымности газов, вытесняемых из соответствующих цилиндров. Для уменьшения последствий пульсаций рабочего тела на входе в цилиндры используют различные конструктивные решения, которые дают определенный эффект, но не устраняют саму причину. Поэтому требования к высокоэффективному компрессору турбонаддува транспортного дизеля, как источнику возмущений заключается в разработке конструкций проточной части с наименьшей степенью нестанционарности течения и недопущении вращающегося срыва на режимах нерасчетной работы.

В решении вышеобозначенных проблем, являющихся значительными хозяйственными проблемами, ввиду массового производства исследуемых объектов, принимают активное участие непосредственные разработчики новых конструкций транспортных дизелей - российские отраслевые НИИ и КБ, такие как НАМИ, НАТИ, ЦНИДИ, ЦНИИМ, НИИД, Гос. НИИПТ и др., высшие учебные заведения, такие как СПбГПИ, СПбГАУ, МВТУ, ЮуРГУ и др. Поскольку базовым специализированным агрегатом дизелей с турбонад-дувом является турбокомпрессор, то при его отработке используются результаты исследований лопаточных машин с учетом транспортной эксплуатации отраслей авиастроения, тепловозостроения, судостроения и общекомпрессорного машиностроения. Огромный вклад в разработку конструкций турбокомпрессоров наддува транспортных дизелей, научные исследования и производство вносят российские предприятия: СКБТ (Пенза), Турбомоторный завод (Екатеринбург), Турботехника (Протвино), ЧТЗ (Челябинск), КамАЗ (Набережные Челны), ЯМЗ (Ярославль), и др. и зарубежные фирмы: Asea

Brown Boveri (Швейцария), MAN, SKL, KKK, KBB (ФРГ), Burmeister Wain (Дания) Pielstick (Франция), Wartsila Vassa (Финляндия), Mitsubishi (Япония), Napier, Holset, Schwitzer (Великобритания), Elliott, Garrett (США) и другие.

Производство турбокомпрессоров, в том числе для наддува транспортных дизелей, в промышленно развитых странах характеризуется высокой ориентированностью на внешний рынок. Экспорт от общего объема в США и Великобритании составляет 30.40%, во Франции 35.40%, в ФРГ 60.70%. [132]. Сегодняшняя ситуация на рынке характеризуется обострением конкурентной борьбы и интенсивным совершенствованием продукции. За последнее десятилетие исчезли с рынка бывшие гиганты турбокомпрессорострое-ния Clark, Worthington, Joy и др., уступив место новым фирмам, более динамично реагирующим на новые требования. Сегодня длительность цикла: исследования - разработка - внедрение составляет для турбокомпрессоров с абсолютной принципиальной новизной - 12. 13 лет; с относительной принципиальной новизной (с новизной для данной фирмы при наличии принципиальных аналогов у других) - 6.5 лет, обновление моделей без внесения существенных изменений в конструкцию - 5 лет; выпуск типоразмеров и модификаций в рамках поля параметров - 1. .2 года.

По основным технико-экономическим характеристикам отечественные турбокомпрессоры наддува дизелей, так же как и характеристики самих дизелей [16, 123], еще отстают от зарубежных аналогов (рис. В.З). Рост давления наддува и к.п.д. (рис. В.2) ограничивается с одной стороны отсутствием современных технологий, с другой стороны ограниченным числом глубоких научных проработок, рекомендаций и обобщений. На рис. В.4 показана для примера характеристика серийно выпускаемого компрессора турбонаддува транспортного дизеля ТКР-23Н-2Б [153]. Видно, что резервы для повышения напорности и экономичности турбокомпрессора значительны.

В связи с вышеизложенным цель настоящей работы заключается в разработке усовершенствованных методов расчета и проектирования центробежных ступеней компрессоров турбонаддува транспортных дизелей с осе

Рис. В.З. Сравнительный уровень эффективности выпускаемых турбокомпрессоров [123].

15

Рис. В.4. Характеристика турбокомпрессора ТКР-23-Н-2Б [153]. радиальными полуоткрытыми рабочими классами с безлопаточными и лопаточными диффузорами, включая выработку обобщенных рекомендаций по выбору оптимальных газодинамических и конструктивных параметров ступеней базирующихся на созданной физической и расчетной моделях течения вязкого потока и потерь в элементах и создание на этой основе базовых проточных частей с высокими показателями напорности, расходности и экономичности.

В 1 главе проведен обзор работ по физическим и расчетным моделям течения и потерь в проточной части центробежных ступеней компрессоров турбонаддува транспортных дизелей с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами, лопаточными и безлопаточными диффузорами, рассмотрены результаты их экспериментального исследования, методы проектирования на основе аэродинамического анализа, определены цель и задачи исследования. Во 2 главе представлен расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования проточных частей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей, включающий физическую модель течения и потерь в проточной части компрессора, методику параметрической оптимизации ступени, расчетные модели течения и методики расчета параметров. В 3 главе излохсена методика комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува, включающая модельные исследования, физический эксперимент и стендовые испытания промышленных образцов. В 4, 5 и 6 главах представлены результаты теоретических и экспериментальных исследований течений в осерадиальном полуоткрытом рабочем колесе и ступеней компрессора турбонаддува с лопаточными и безлопаточными диффузорами, проведено сравнение экспериментальных данных с расчетными, выработаны рекомендации и проведены обобщения. В 7 главе показано использование полученных результатов в промышленности. В заключении сформулированы основные выводы настоящей работы.

1. обзор литературы, цель и задачи исследования

Исследования центробежных ступеней с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами компрессоров турбонаддува дизелей начались практически одновременно с внедрением в инженерную практику проектирования двигателей внутреннего сгорания [6, 25, 61, 101, 105, 122, 142, 156, 158, 167, 178]. Влияние геометрических и газодинамических параметров на эффективность ступени, рабочего колеса и диффузора базировалось на входных и выходных треугольниках скоростей, относительных геометрических параметрах, аэродинамически плавных лопаточных элементах и сравнительных экспериментальных исследованиях.

Развитие моделей течения и расчета в рабочих колесах, диффузорах и ступенях, средств вычислительной техники позволило подойти к вопросу проектирования на новом качественном уровне [1, 19, 21, 54, 66, 86, 90, 125, 134, 135, 165, 168, 173].

Известно, что течение в осерадиальном полуоткрытом рабочем колесе имеет сложный характер, связанный с отрывами потока, вихрями и вторичными течениями. Модель отрывного течения впервые была предложена Ди-ном [190, 191] и названа модель "струя-след" (рис. 1.1). Согласно этой модели, большая часть потока выходит из рабочего колеса компрессора в виде равномерной струи, давление торможения в которой вычисляется без учета потерь. В следе скорость и давление торможения ниже, чем в струе, однако след может занимать значительную часть межлопаточного канала. Экспериментальная картина данной модели была получена в результате измерения в рабочем колесе полей течения лазерным анемометром в немецком аэрокосмическом институте Эккардтом (DFVLR) [177, 192, 194]. Эти эксперименты отличались особой тщательностью и оказались очень удачными. На рис. 1.2. представлены результаты измерений меридиональной скорости в нескольких сечениях рабочего колеса с радиальными лопатками. В сечении б на выходе из осевой части течение вполне регулярное; нерегулярность появляется на периферии в сечении в. В сечении г деформация течения связана с областью

Рис. 1.1. Модель струя-след [191].

Д Втулка flcputpt- д рия

Втулка

I Лериузе- д рия

I Першре- II рия

Рис. 1.2. Поля измеренных скоростей в рабочем колесе центробежного компрессора с радиальными лопатками [177]:

Частота вращения 14000 об/мин, расход 5,31 кг/с, степень повышения давления 2,1.1 - сторона давления, II - сторона разрежения. повышенных потерь или отрыва, которая перемещается в направлении угла между поверхностью разрежения (спинкой лопатки) и периферией. Отрывная зона развивается и увеличивается в размерах по мере продвижения к сечению д, в котором уже существует след. В работе [194] описывается серия экспериментов на рабочем колесе с теми же периферией и формой профиля до сечения, расположенного на 80 % радиуса от выхода из колеса, с отгибом лопаток на 30° в сторону, противоположную вращению, и небольшой коррекцией формы втулки. Поля полного давления в относительном движении для двух расходов изображены на рис. 1.3. Для этого рабочего колеса перемещение области отрыва по направлению к спинке лопатки не столь заметно, и при массовом расходе, соответствующем максимальному к.п.д., область следа не достигает поверхности разрежения профиля. На режиме запирания область следа перемещается в угол между поверхностью разрежения и периферией. Эти измерения позволили оценить картину вторичных течений в межлопаточном канале, имеющих компоненты скорости, перпендикулярные основному течению и параллельные стенкам, ограничивающим межлопаточный канал. На рис. 1.4 показана картина вторичного течения для рабочего колеса с радиальными лопатками. Необходимость учета области следа при расчете течения в рабочем колесе очевидна. Расчетные и экспериментальные профили скорости (рис. 1.5) хорошо совпадают до области начала отрыва.

Крейн [207] провел аналогичные эксперименты на высокоэффективном рабочем колесе (рис. 1.6) с политропным к.п.д. равным 0,95. Большая часть экспериментальных данных (рис. 1.7) получена с помощью лазерного анемометра при расчетной частоте вращения и оптимальном расходе. Измерения меридиональной скорости не указывают на существование следа в сечение е; вместо этого образуется область пониженной скорости на периферии. В сечении в течение около втулки имеет завал скорости. В этом исследовании, как и в эксперименте Эккардта, возникает некоторая неопределенность интерпретации экспериментальных данных, поскольку они были получены осреднением для всех межлопаточных каналов по большому числу оборотов

Рис. 1.3. линии постоянного уровня отношения полного давления в относительном движении к изоэнтропическому давлению торможения на выходе из рабочего колеса с отогнутыми на 30° против вращения лопатками [194]: а - в точке максимального к.п.д., б - вблизи запирания. I - сторона давления, II - сторона разрежения. область следа затемнена.

Налраблехие вращения

Рис. 1.4. вторичное течение в рабочем колесе центробежного компрессора с радиальными лопатками [177]: I - сторона давления, II - сторона разрежения.

Рис. 1.5. Сравнение измеренных (сплошные линии) и рассчитанных (штриховые линии) профилей скорости в рабочем колесе центробежного компрессора с радиальными лопатками [177]: На верхнем рисунке - профили скорости в направлении от втулки к периферии в середине межлопаточного канала, на нижнем - в межлопаточном канале на среднем радиусе. обозначения сечений (а - д) соответствуют: в. - втулка, п. - периферия, д. - сторона давления, р. - сторона разрежения.

Рис. 1.6. Рабочее колесо с отогнутыми на 30° назад лопатками [207].

7epvtpepux

Рис. 1.7. Поля измеренных скоростей в рабочем колесе с отогнутыми на 30° назад лопатками на расчетном режиме [2071: д. - сторона давления, р. - сторона разрежения. рабочего колеса; возможно, что течение и не имеет завала скорости на периферии, как показано на рисунке, а вместо этого в некоторых межлопаточных каналах был развитый отрыв, а в некоторых - полностью присоединенное течение [74]. Основная разница между этими данными и измерениями Эккард-та заключается в том, что в рабочем колесе Крейна область с пониженной скоростью остается на периферии, не расширяется и не перемещается в сторону угла между стороной разрежения и периферией. Отрыв пограничного слоя на периферии или существенное его утолщение не являются неожиданными. Поток, обтекая выпуклую поверхность, ускоряется, и когда он подвергается торможению, возникают условия отрыва. На первый взгляд кажется странным, что поток оторвался прежде, чем меридиональные очертания проточной части на периферии выпрямились. Видимо, после возникновения отрыва эффективная меридиональная кривизна уменьшается быстрее реальной и торможение наступает значительно раньше. Поскольку отрыв на периферии является основной причиной образования струи и следа, то важно обратить внимание на выбор большого и плавно меняющегося радиуса кривизны на периферии. Однако, идентичности результатов обоих экспериментов получено не было, локальных низкоэнергетических зон вдоль канала не обнаружено, взаимодействие перетечек в осевом зазоре со вторичными течениями не исследовалось, влияние напорности колеса на положение точки отрыва потока не определено, влияние распределения нагрузки в решетке на условия образования низкоэнергетических зон не выявлено.

Полезную информацию позволяет получить визуализация потока, которую можно проводить на больших окружных скоростях. Методы визуализации подразделяются на требующие введения в поток небольших частиц, использование красителя и дыма, основанные на.изменении показателя преломления среды, химические [31]. При введении инородных частиц в поток возникает основной вопрос - в какой мере движение этих частиц приближается к движению среды. В общем случае скорость вводимых в поток частиц отличается- по величине и направлению от скорости среды. Кроме того, концентрация частиц и их размеры должны быть настолько малыми, чтобы их присутствие не искажало картину течения. Наиболее просто визуализация потока осуществляется при использовании воды в качестве рабочего тела. При использовании центробежных колес на гидростендах выполнялась визуализация с помощью укрепленных на лопатках нитей [134], введения в поток воды красящих веществ [62, 146, 171, 172], нанесением слоя масляной краски на поверхности дисков и лопаток [135] с последующим вымыванием краски пристенными слоями жидкости, визуализация с помощью газовых пузырьков [51]. На аэродинамических стендах используется метод напыления на ограничивающие поверхности межлопаточных каналов рабочих колес легких частиц, вводимых в поток, таких как меловая пудра или ламповая сажа [128]. По интенсивности напыления поверхностей проточной части выносится суждение об особенностях течения в рабочем колесе. Используется также метод аммиачных полос [50].

Выполненные эксперименты по визуализации характерных зон течения в межлопаточных каналах рабочих колес с цилиндрическими лопатками [36, 135] показали, что при числах Ми=0,8.0,9 течение даже в высокоэффективных колесах носит отрывной характер. Отрыв потока наблюдается у задней стороны лопаток в области выхода из колеса (рис. 1.8). При Ф=Фр отрыв потока происходит на г =0,75.0,85. Зоны отрыва резко расширяются к выходу из колеса и на радиусе r= 1 занимают 15.30 % сечения межлопаточных каналов. На всех режимах работы рабочих колес различных типов напыления красителя на передней стороне лопатки обнаружено не было. Что указывает на устойчивую структуру пограничного слоя.

Вопросы энергообмена между ядром потока и пограничным слоем, с учетом вращения и кривизны некоторые авторы [11, 47, 51, 135] рассматривают с использованием критериев Ричардсона, Росби, Хагена и др. и эффектов стратификации, под которыми подразумевается процесс разделения частиц с разной энергией по слоям. Исследования двухмерных течений на выпуклой поверхности (ri>0) стабилизируется, а на вогнутой (r,<0) дестабили

Рис. 1.8. Результаты визуализации течения в рабочих колесах с цилиндрическими лопатками на оптимальном режиме прим)7=0,9 [135]: ^-основной и покрывающий диски; в, г- задняя и передняя стороны лопатки. зируется [11]. Вращение оказывает аналогичное действие, означающее, что на стороне давления r,<0, а на стороне разрежения r{>0 (рис. 1.9). Существующей в настоящее время информации недостаточно для точного определения влияния стратификации потока на развитие пограничного слоя и распределения скорости, кинетической энергии и угла выхода потока, хотя сравнение расчетных параметров стратификации [11] с экспериментальными данными [176, 177] показало удовлетворительные результаты. Авторы [47] рассматривают влияние числа r0 на течение в осерадиальном колесе. В области вращающегося направляющего аппарата вторичное течение перемещает массу газа с пониженным давлением от поверхности втулки и покрывающего диска к поверхности разрежения лопатки, а в области поворота к покрывающему диску от поверхностей давления и разрежения лопаток, в области поворота потока совместное влияние вращения и кривизны не дает трехмерного эффекта. Если колесо работает при малых r0, то преобладает влияние вращения и заторможенная масса собирается на стороне разрежения лопатки. При больших r0 масса собирается на покрывающем диске на выходе из рабочего колеса (преобладание кривизны). Если r0~ 1 одинаковое влияние величин. Масса собирается в области двухгранного угла между покрывающим диском и стороной разрежения. При этом наибольшие потери - во вращающемся направляющем аппарате. Характер течения во вращающемся криволинейном канале колеса зависит от поведения пограничных слоев, вызванных вторичными течениями, зависящими, в свою очередь, от центробежных и кориоли-совых сил инерции. Соотношение между этими силами определяется числом R0. Инерционные силы возникают обычно при повороте потока в области вращающегося направляющего аппарата, в самом рабочем колесе при изменении направления течения от осевого к радиальному и в области выхода из колеса с нерадиальными лопатками.

На рис. 1.10 [47] показаны изолинии приведенного полного давления на выходе из колеса. При номинальном расходе область с низким полным давлением (область следа) расположена в угле, образованном пересечением

По теории циалыюго тече ния

Частицы с низкой скоростью т>и:ова6шшххшя течения и эатухи ние туроу/кИт

Hocmti

Частицы с высокой скоростью

Стратификация, обусловленная наличием кривил -мы стенок и бедствием ~~ кориолисовыл: сил ri<0: дестабилизация течения и усиление порождения 'rni/рбилеит -ности~

Основной диск

Иизксгнгрге-—i---гяичягкое л^зрф .; .щ

ГЬнрхяхяяш аиск

Па кйВзлцко-ctsztimwixazo^ е&чзнш if-:

Частицы с мамой стросяии

КЬОгсяв&мвашфя течения и ятаяное mypdt//re>mnoaua

Частицы с шамай снорасяыа

Стратйимцш, абис-ломеюш* KftuKo&d овейая&еш короояквшх сил

Ri<0: десшшбчяшаиия течения и усиление по-ражаешя так/аентнааяи

Рис. 1.9. Развитие течения в рабочем колесе: а - при умеренных rh б - при высоких щ [11].

Периферия Втулка

Периферия

Втулка fleputpepux

Втулка Л

Рис. 1.10. Линии постоянного уровня нормированного полного давления в относительном движении р* = p + ^p(w2-й)2г2) в низконапорном закрытом рабочем колесе с радиальными лопатками [47]: а - 85% расчетного расхода; б — расчетный расход; в - 121 % расчетного режима; I - сторона давления, II - сторона разрежения. поверхностей разрежения лопатки и периферии. При уменьшении расхода след увеличивается в размерах и перемещается к спинке лопатки, что свидетельствует об увеличении влияния вращения, т.е. об уменьшении числа r0.

Течение в центробежном компрессоре по своей природе является трехмерным. Форма и степень его трехмерности зависят от конфигурации компрессора. Трехмерные методы расчета течений разработаны сравнительно недавно, и поэтому большинство практиков находят их трудными для понимания, не говоря уже о конструировании с учетом трехмерности течения [74]. По этой причине все еще принято проводить расчет потока в двух отдельных, непересекающихся двухмерных поверхностях. Для центробежного компрессора расчет течения вдоль поверхности от втулки до корпуса в основном зависит от значительной кривизны стенок втулки и корпуса. Кривизна поверхности корпуса особенно важна из-за выпуклости ее относительно потока, в котором развиваются высокие меридиональные скорости в области малых радиусов кривизны в меридиональной плоскости. Так как меридиональный поток выпрямляется к выходу из рабочего колеса, в этом месте он обычно тормозится и отрывается.

Теория течения в меридиональном сечении рабочего колеса была разработана в работе By [230, 231], который предложил в качестве условных поверхностей тока поверхности Sj и S2 (необходимо отметить, что идея упрощенного радиального равновесия впервые была исследована в работе Траупеля [154, 224]). Поверхность Sj- это слой струи с постоянным радиусом перед лопатками. Он искажается при прохождении через межлопаточный канал, и форма поверхности за ним искривляется неизвестным образом. Поверхности S2 (рис. 1.11) также являются слоями тока. Перед лопатками они строго радиальны. Однако в межлопаточном канале эти поверхности изгибаются и скручиваются. Для проведения полного расчета течения необходимы итерации, в которых поверхности S/ и S2 должны быть сначала заданы приближенно и проведены расчеты на каждой из этих поверхностей. Форма каждой из них итеративно уточняется по результатам расчетов на другой по

РИС. 1.11. взаимопересекающиеся поверхности тока isj и^в лопаточном венце [230].

Периферия а

7ери(рерия 5

Рис. 1.12. Сравнение расчетных и экспериментальных профилей скорости на выходе из рабочего колеса центробежного компрессора. расчетные данные дэвиса, получены путем интегрирования уравнения навье - стокса; эксперимент проведен эккардтом на рабочем колесе шульцера с отогнутыми на 40° назад лопатками [58,193]: Рабочая точка вблизи границы помпажа, 14000 об/мин, расход 33 кг/с;

Д - сторона давления, р - сторона разрежения, Я - эксперимент, б - расчет. верхности. Общая теория By не была доведена до разработки практического метода. В расчетах существовало множество погрешностей, связанных с описанием пристеночного пограничного слоя. Ненадежным определением является угол отставания потока на выходе колеса.

К практическим методам расчета меридионального течения относятся разработки Янсена и Моффета [202], Хирша и Дентона [298], Новака и Хэрси [210], Хорлока и Марша [201], Смита, Хирша и Варзее [199], Спурра [219], Дженионса и Стоу [204].

Сначала решается задача осесимметричного течения газа через проточную часть меридиональной плоскости Sj, затем - задача обтекания круговой решетки в слое переменной толщины на осесимметричных поверхностях тока S2- Решение первой задачи выполняется различными методами. Широкое распространение получил метод [130] квазинормалей в полуфиксированной координатной сетке, которая образуется двумя семействами линий. Первое семейство соответствует линиям тока, которые задаются приближенно и в ходе решения их положение уточняется. Второе семейство - квазинормали, которые выбираются такими, чтобы они пересекали линии первого семейства под углами, близкими к 90°. На основании уравнений Эйлера получают два обыкновенных дифференциальных уравнения, описывающих распределения скоростей вдоль прямой, приблизительно соответствующей эквипотенциальной линии квазиортогональной расчетной сетке. Система обыкновенных дифференциальных уравнений решается методом последовательных приближений. Для проведения итераций контролируется расход газа в поперечном сечении каждой струйки тока. Поверхность S2, на которой проводится расчет, задается приближенно, как соответствующая серединной поверхности лопаток с учетом углов атаки на входе и углов отставания на выходе. В результате расчета определяются координаты линий тока на фиксированных квазинормалях, значения скоростей, толщина слоя у поверхности Sj.

Задача обтекания решетки профилей в слое переменной толщины при условии, что поверхность тока Si является поверхностью вращения, рассматривается в работах [2, 3, 8, 9, 12, 43, 45, 56, 60, 124, 129, 151].

Рабочее колесо центробежного компрессора обычно имеет значительную кривизну как меридиональной, так и окружной поверхностей, иногда на одном и том же участке рабочего колеса. По этой причине поверхности тока в большой степени искривлены, их отклонение от поверхностей вращения в меридиональной плоскости большое. Поскольку протяженность каналов в центробежном компрессоре велика по сравнению с их поперечными размерами (гидравлическим диаметром), здесь поток подвержен сильному влиянию вязкости. В связи с этим, при разработке методов расчета течения в центробежных компрессорах неучет вязкости является наиболее вероятной причиной возникновения несоответствия [74] результатов расчета и эксперимента.

В последние годы появилась возможность численного расчета трехмерных течений. Наиболее совершенные численные методы позволяют решать уравнение Навье - Стокса для сжимаемой жидкости в форме осреднений Рейнольдса, так что турбулентность проявляется лишь как напряжения приложенные к основному потоку.

На рис. 1.12 [58] приведены расчетные (вязкое трехмерное течение) и экспериментальные поля скоростей на выходе из рабочего колеса. Несмотря на имеющиеся между расчетными и экспериментальными кривыми различия, у них достаточно и сходства, включая обнаруженную в расчете и эксперименте область провала скорости в углу, образованном спинкой лопатки и корпусом. Трудно сказать, какое место займут трехмерные методы расчета вязких течений в процессе проектирования компрессора. Скорее всего, и в будущем будут использоваться преимущественно двухмерные методы, [15, 52, 137] а к трехмерным будут обращаться по мере надобности для проверки идей и гипотез. Пока со всей определенностью можно сказать, что появление трехмерных методов расчета вязких течений не привело к углубленному пониманию того, что было известно и до их появления [74].

Известно, что направление скорости на выходе из колеса не совпадает с направлением лопаток. Вектор скорости в относительном движении отклоняется в сторону, противоположную вращению. Это отклонение называется скольжением. При бесконечном числе лопаток /?л2 = Д,. В рабочем колесе нагрузку на лопатку создают одновременно вращение и обтекание потоком жидкости, так что давление выше на передней по вращению стороне лопатки и ниже на задней стороне. Для удовлетворения условия Жуковского - Кутта разность давлений, постепенно снижаясь, должна становится равной нулю на задней кромке. Поэтому сила, которая поворачивает поток в направлении изгиба профиля, на выходе становится малой. Но из-за этого поток отклоняется в сторону, противоположную вращению, что и приводит к появлению скольжения. Интуитивно ясно, что длина участка с пониженной нагрузкой вблизи задней кромки связана с шириной межлопаточного канала на выходе, так что существует зависимость между числом лопаток рабочего колеса компрессора и скольжением. Поскольку скольжение обусловлено, в основном, невязкими эффектами, его можно определить с помощью методов расчета невязкого течения, как это сделал Стейниц [220].

Виснер [228] провел сравнение эмпирических зависимостей для коэффициента скольжения, предложенных Стодолой, Буземаном и Стейницом и аппроксимировал зависимостью:

7 cospjn 1 0,7 z

Выражение Буземана получено для рабочего колеса, лопатки которого очерчены по логарифмическим спиралям и результаты представлены в форме диаграмм. При этом отношение выходного радиуса к входному не должно превышать:

R2/Rx~ехр(8Дcos/?Л2 /z).

Выражение в форме Стодолы: = 1 — (лг/z)cos Д

Выражение позволяет получить результаты для рабочего колеса, ло

Оно получено на основании численного расчета шести рабочих колес с радиальными лопатками и его можно применять для колес не менее чем с восьмью лопатками, отогнутыми против вращения на угол не больший 45°.

Коэффициент скольжения зависит от особенностей течения и геометрии компрессора. Анализ данных измерений в относительном движении [134] показал, что поток отстает от лопаток на всем протяжении межлопаточного канала. Существующие формулы [122, 126, 178, 220, 228] для расчета коэффициента скольжения игнорируют физическую сущность отставания потока, формируемого всем полем давлений вокруг профилей в решетке, поэтому они принципиально не способны дать точное решения в случае произвольного колеса и расхода.

Предлагаемая [134] формула учитывает величину и характер распределения нагрузки на лопатках, а влияние вязкости и неучтенных фактором определяется экспериментальным коэффициентом к : где Dy — координата точки приложения аэродинамической силы при замене

2п решетки вихрем с циркуляцией Г = —сиг2{сщ = 0) = bwlnR. Данная зависимость пригодна для колес только с радиальной решеткой.

В работе [64] представлена методика ОАО "Турбомоторный завод" для определения коэффициента скольжения по результатам анализа экспериментальных данных (рис. 1.13, 1.14): патки которого отогнуты против вращения на угол больше 60°. Выражение Стейница для коэффициента скольжения: л = 1-1,98/z

Рис. 1.13. Зависимость угла отставания 5 от выходного угла рлг при входном угле pjn: 1 - менее 35°; 2 - более 40°; о - промышленные нагнетатели; □,0 - модельные нагнетатели [64].

0,9 0,8 0,7 0,6 о

-cf ° j i

1

О 50 100 Par'

Рис. 1.14. Зависимость коэффициента /л и отношения с /и2 от выходного угларл2: о - промышленные нагнетатели; п,Д - модельные нагнетатели [64].

1 1 i ! со N1 Г <Ъ а -□-

34 1 п.—г^ l + tga2

Jgfr 1§Ргг у .

Автор [112, 113] предлагает метод определения коэффициента скольжения по углу отставания потока, основанный на расчетно-экспериментальных зависимостях. Угол отставания Д/?2 в центробежном рабочем колесе связывается с углом отставания в осевой решетке через эквивалентный угол /32жа = Д, -АД, потока в предположении равенства циркуляции: т где а = 1 • z/n;(Dcp + D2 - густота решетки, т- коэффициент угла отставания, связывающий результаты теоретического расчета и эксперимента, по статистической выборке.

По-видимому, более точный подход к вопросу определения угла отставания возможен на базе расчетов вязкого потока с определением положения точки отрыва и анализа экспериментальных данных.

Результаты экспериментальных исследований осерадиальных полуоткрытых рабочих колес представлены в литературе, по сравнению с колесами с цилиндрическими лопатками, довольно скупо. В работах [41, 46, 126, 150, 156, 158, 162], в целом интересные данные, представлены либо по замерам характеристик ступеней, составным элементом в которые входит осеради-альное рабочее колесо, что затрудняет анализ непосредственно колеса, либо проведенное поэлементное исследование используется при параметрическом анализе, основанном на относительных геометрических параметрах колес, что затрудняет их использование при исследовании влияния на эффективность безразмерных газодинамических параметров. Экспериментальные исследования ступеней с осерадиальными рабочими колесами с Д,/2 =90° приведены в СПбГПУ [123, 135, 138, 147] (рис. 1.15). Были получены распределения статического давления по тракту рабочего колеса вдоль неподвижного покрывающего диска, поля полных и статических давлений за колесом и в к

0 y*tt w t? b

A. s- ~b--0,0}</5 . ■ assi $ - - a--0GS ?. . -x. - 0.0c

7 >/ к st g -a- -W g -aаог m -"л

-rs erf аз? W Mf 0'

J.'.*

Рис. 1.15. Характеристики рабочих колес с различными Фр и у/тр = 0,9 [147].

V» Ч'по«

1.6 1.4 1,2 1.0 О,в

ОЛ fr ~ % i*'

0.03 0,04 0,05 0,06 0,08 ф

Рис. 1.16. Результаты расчета характеристик СПЧ61/1,64 с учетом (---) и без учета (—) влажности воздуха [39]: безлопаточном диффузоре при различной диффузорности и коэффициентах расхода, выработаны рекомендации по проектированию рабочих колес с Рлг =90°.

Очевидно, что качественный эксперимент можно привести только на модельных рабочих колесах, которые позволяют исключить многопарамет-ричность влияния на эффективность, в то же время представляют огромную трудность в изготовлении [10, 23]. Одновременно лабораторные стенды позволяют проводить и обрабатывать результаты корректно с соответствующим осреднением результатов замеров и теплоизоляцией проточной части. Авторы [175] (ВНИИГАЗ) утверждают, что нарушение тепловой стабилизации режимов при испытании турбокомпрессора приводит к погрешностям в размере более 1 %. Авторы [55] провели анализ эффективности центробежного компрессора при наличии внешнего теплообмена и определили, что отсутствие всасывающей камеры и нагнетательного патрубка (теплоизоляция корпуса модели обязательна) может внести погрешность в измерения на несколько процентов. Как правило, при расчете характеристик принимают стандартные параметры воздуха, что в некоторых случаях приводит к погрешности определения газодинамических характеристик. В работе [39] приведена оценка влияния влажности воздуха на результаты обработки экспериментальных данных (рис. 1.16). Учет влажности воздуха (теплоемкости) приводит к заметному смещению характеристик компрессора в область больших значений коэффициентов напора и уменьшению значений к.п.д. компрессора. Часто в литературе по агрегатам наддува ДВС встречаются значения к.п.д. осерадиального полуоткрытого рабочего колеса на уровне 95 %, но не указывается методика и условия замеров. Процедуру (методику газодинамических испытаний, Performance test) регламентируют следующие наиболее применяемые стандарты: международный стандарт ISO 5389: 1991 (Е) [225], американский стандарт РТС 10 - 1997 [211], немецкий стандарт VDI 2045 [181]. Методически указанные стандарты не противоречат друг другу. Все зависит от страны для поставки турбокомпрессора [95, 96, 120, 131]. Зарубежные фирмы при расчетах газодинамических параметров используют различные уравнения состояния [183, 214, 217, 229]: BWRS (Benedict - Webb - Rubin -Starling), LKP (Lee - Kesler - Projector), PR (Peng - Robinson), RK (Redlich -Kwong).

Известный ученый в области исследования центробежных компрессоров Ю.Б. Галеркин рекомендует для оценки эффективности к.п.д. выполнять расчет измерений по статическим параметрам с учетом динамического напора [32, 34] с учетом рекомендаций стандарта 180 - 5389. 1991 (Е). На рис. 1.17 представлены к.п.д., определенные по разным методикам.

Значительное влияние на уровень к.п.д. ступени турбокомпрессора наддува транспортного дизеля оказывает конфигурация входного патрубка [4]. В коленообразном входном патрубке, как показывают эксперименты, (рис. 1.18) крайне сложно обеспечить равномерное течение воздуха на входе в рабочее колесо, что приводит к существенному ухудшению характеристик компрессора, в особенности при высоких частотах вращения. Переход от осевого подвода воздуха к коленообразному приводит к уменьшению к.п.д. от 1,5 до 4 %. В таких же пределах изменяется и степень повышения давления. По данным зарубежных источников [127] сегодняшний уровень к.п.д. для данного типа рабочих колес составляет значения 93 94 %. Лучшие данные получены Крейном в лабораторных условиях и составляют 95 % [207].

Практически все модельные исследования проводятся на рабочих колесах с большей густотой решетки и наружным диаметром D2~300.A50 мм. Так рабочие колеса Эккардта и Крейна имели наружный диаметр D2=400 мм, и число лопаток z=24. ЦИАМ им. П.И.Баранова проводит экспериментальные исследования на модельных рабочих колесах с числом лопаток z=34.42.

Анализ, имеющих экспериментальных данных, показывает, что в хорошо спроектированном рабочем колесе центробежного компрессора потери невелики. Например, в рабочем колесе Крейна потери очень малы, несмотря на узкую и длинную проточную часть, сравнительно большой зазор по отно

Рис. 1.17. Характеристика к.п.д. СПЧ73/1,35 [34]: о - статический к.п.д. с учетом динамического напора; - статический к.п.д. без учета динамического напора; А - приближенный к.п.д. - стандарт ISO - 53891991 (Е). я» 1,0 ops qos

0,94 0,92 0,90 qee орб 1,0 г°>75 '

JI

0,95 0,90 0,85 OfiO 0,75

0,70 065

0,55 T uz=q93

JL

--U

Uf 10

---- Г*»

4= -Q93

- — — — . — иг =0,73

0,8 0,9 /,(? f,1 12 i3 fff P 1,7 *3 /,9 Gg™/C

Рис. 1.18. Характеристики одноступенчатого центробежного компрессора: -с осевым входом воздуха;---с коленообразным воздухозаборником [4]. шению к высоте лопатки и образование отрывных зон. Высокий к.п.д. объясняется тем, что значительная доля повышения давления в центробежном компрессоре создается за счет действия центробежных сил, то есть не связана с трением. На рис. 1.19 [186] показано изменение к.п.д. и потерь в зависимости от условного коэффициента расхода Ф.

Значительное влияние на потери в осерадиальном рабочем колесе полуоткрытого типа оказывает осевой зазор между торцами лопаток и покрывающим диском.

В работе,[51] экспериментально определено влияние покрывающего диска на межлопаточное течение на установке с колесом, изготовленным из прозрачной пластмассы. Опыты проводились с покрывающим диском и без него с применением метода водородных пузырей и пленочного анемометра и показали, что в случае полуоткрытого р.к. вторичное течение в межлопаточном канале изменяется от стороны давления к стороне разряжения, вследствие перетечки через зазор, и что наличие покрывающего диска влияет на условия отрыва. Перетекание через зазор существенно меняет картину течения в колесе, однако рациональный метод учета потерь, вызванных концевыми зазорами, отсутствует, экспериментального материала по этому вопросу недостаточно. Уравнения для подсчета потерь выведены на основании либо ряда экспериментальных данных [92], либо многочисленных допущений о механизме потерь [114].

Учению влияния осевого зазора на к.п.д. рабочего колеса посвящена работа [173]. На основе экспериментальных данных в ней оценена пригодность различных методов определения потерь в зависимости от величины зазора. Величину этих потерь обычно измеряют относительным изменением к.п.д. Arj/т]. На основании результатов экспериментов для шести колес с различной величиной осевого зазора предложена формула: г)/Т] = 0,35/Ь2

При малом зазоре экспериментальные данные по отношению к этой эмпирической зависимости имеют разброс ±50 %.

Хоздхрициент pacccoda ф т

Рис. 1.19. Влияние геометрии закрытого рабочего колеса центробежного компрессора на к.п.д. и потери [186]: трение покрывного диска; 2 - перетекание через радиальный зазор; 3 - аэродинамические потери. российская ГОСУДАРСТВЕННАЯ smsjihoteka

В работе [178] предложена формула:

Ai]/ri = 2ab/(bl+b2) 5 где а - эмпирическая величина а=0,9. .3.

В работе [216] предложена простая модель расчета концевых потерь с использованием для определения перепада давления уравнения количества движения в направлении, нормальном к лопатки, и уравнение Бернулли: то есть к.п.д. компрессора меняется на 1 % при изменении зазора на 4 %.

Авторы [143] предложили уравнение для расчета потерь давления и падения к.п.д., обусловленных концевым зазором, с использованием эмпирических коэффициентов. Однако методика очень условно учитывает изменение коэффициента теоретического напора из-за перетечек в зазоре и требует для проверки более точных экспериментальных данных, так как влияние зазора на эффективность колеса, осуществляется двумя путями: посредством изменения коэффициента теоретического напора и изменения коэффициента гидравлических потерь. Эксперименты [143] показывают, что падение давления из-за зазора велико при средних расходах и довольно мало при больших и малых. Отмечено влияние на потери от перетекания распределения относительной скорости в колесе. Утверждается, что перетекания через зазор ослабляют вторичное течение вдоль торцевой стенки и общие потери давления при увеличении зазора могут уменьшаться и вследствие этого оптимальный зазор отсутствует. Определено, что основной вклад в потери от зазора вносит величина относительного осевого зазора, и потери к.п.д. пропорциональны этой величине. Подобные выводы приведены и в работах [70, 72, 92, 94, 110, 112, 143, 144, 161, 163, 164] - рис. 1.20, 1.21. Однако слишком малый осевой зазор трудно реализовывать на практике.

Одновременно с методиками расчета вязкого потока, позволяющими приближенно определять потери в рабочем колесе, успешно развиваются методы расчета потерь с использованием математических моделей потерь, основанные на физической модели процессов в колесе и большом количестве

A7]/i] = (S/b2)/4

Колесо В 9 Экстр. Расчет

02(77 о

U77 д ---

Рис. 1.20. Падение к.п.д. рабочих колес в зависимости от относительного осевого зазора: R -рш = 90°; R-(5Л1 = 60° [143].

0.09 %Q07 Ц0б—\---—

Зазор

Тирит

--,.

Ширина Иалеса ' ktt выгоде i а 0.03 & m i 0.01 ь

0 0.01 0.02 0.03 0,040.05 0.06 0.07 0,0в 0.09 0.10 Qll 0J2 0.13 W 0.U5

Рис. 1.21. Изменение потерь в рабочем колесе от величины относительного осевого зазора [112]. экспериментальных данных [7, 134, 135]. В систему алгебраических уравнений математической модели вводятся параметры распределения скоростей невязкого потока по средней поверхности лопаток или дополнительно на втулке и периферии. В работе [135] проведена классификация математических моделей по трем уровням: 1) упрощенная математическая модель, которая не требует расчетов обтекания и используется для оптимизации основных параметров колеса; 2) математическая модель для расчета потерь на оптимальном режиме с использованием простого канального метода расчета обтекания и более детальной оптимизации рабочего колеса; 3) математическая модель для расчетов характеристик рабочих колес в нужном диапазоне критериев подобия и сопоставления ограниченного количества вариантов. Коэффициенты потерь ищутся в зависимости от формы проточной части, газодинамических критериев и параметров:

Cpjc. =f(F,i,M,^o,k)\

С учетом расчетов в зоне автомодельности и нулевого угла атаки для расчетного режима и с учетом классификации потерь на профильные, на ограничивающих поверхностях и местного сопротивления: где вместо формы рабочего колеса F рассматривается зависимость потерь от W и некоторых геометрических соотношений F'. При выводе формулы коэффициента профильных потерь анализируется обтекание осредненное по высоте и длине лопаток, что позволяет при ее дальнейшем использовании не проводить расчеты обтеканий. Трехмерный характер течения учитывается поправочным коэффициентом. Потери определяются через коэффициент силы сопротивления cw: л3 проф = 0,0307 Re 7 проф \2 w l + 10(l-wj2'5

1 + 10 aw w Э w 0,0307 Re 7

1 + 10(1--ил,)2'5

1 + 10 aw w w„ w vw.y где wl,w2,wll - средние по длине скорости в канале, на задней и передней поверхностях; Aw - средняя нагрузка;' w - отношение скоростей схематизированной эпюры в конце и начале задней и передней стороны лопатки; / и а -геометрические параметры решетки.

Коэффициенты и уравнения получены при идентификации выражения с использованием экспериментальных данных. Коэффициент потерь на ограничивающих поверхностях ищется в зависимости от отклонения потока и в результате идентификации с экспериментом: 2-0,037 Re ~1 (l + Ъц/ т )3 w

Местные сопротивления определяются по аналогии с потерями внезапного расширения в трубопроводе:

См =

Г \2

1 — —= v wi у

При дальнейшей оптимизации параметров рабочего колеса используются газодинамические и кинематические зависимости. Модель для своего использования не требует полного профилирования проточной части. Необходимым является определение основных размеров в меридиональной плоскости и расчет величин и направления скоростей в контрольных сечениях. Для более детальной и точной оценки эффективности рабочего колеса применяются модели более высоких уровней, сохранившие основные подходы по своему построению, но более подробно использующие расчеты невязкого потока и экспериментальный материал.

Автор [135] использовал подходы конструирования математической модели потерь колеса с цилиндрическими лопатками для построения математической модели потерь осерадиальных полуоткрытых рабочих колес. Учет пространственности, характерной для осерадиальных колес, вместо введения поправочного коэффициента, производился на основе расчетов невязкого потока на трех линиях тока. Отличие схематизации распределения скоростей заключалось в учете наличия развитого осевого участка рабочего колеса и разделении эпюры на три характерных участка, по которым производился расчет коэффициентов сопротивления. Идентификация модели, из-за малого числа имеющихся экспериментальных данных по осерадиальным рабочим колесам не проводилась и статистические коэффициенты рекомендовано использовать из моделей традиционных колес. Говорить о применимости данной модели до накопления достаточного числа опытных данных преждевременно.

В работе [7] представлена поэлементная многорежимная математическая модель центробежной ступени, разработанная ЗАО "НЕЙ турбокомпрессор им. В.Б, Шнеппа". Она позволяет рассчитать параметры компрессора заданной геометрии при произвольном режиме работы. При ее разработке сделан ряд допущений: поток считается установившимся и осесимметрич-ным, реальный пространственный поток заменяется осредненным, теплообмен между воздухом и элементами проточной части не учитывается. Основу модели составляет банк данных характеристик отработанных ступеней. Следует отметить, что задачи построения математической модели по экспериментальным данным (идентификация) имеют важное отличие: они очень чувствительны к особенностям исходных данных. Объясняется это относительным недостатком экспериментальной информации и одновременно значительным числом степеней свободы. Эта ситуация приводит к тому, что небольшое изменение исходных данных задачи может существенно изменить искомый вектор варьируемых переменных модели. Одновременно это означает, что объективно существует целое множество решений, практически одинаково описывающих имеющиеся экспериментальные данные.

Работы по проектированию полуоткрытых осерадиальных рабочих колес выполняются специализированными фирмами [180, 187, 188, 189, 190, 191, 195, 196, 200, 206, 209, 212, 215, 226, 230, 232, 233, 234, 235, 238, 239] и многие результаты являются закрытыми. Большой опыт накоплен у фирм, связанных с авиацией (ЦИАМ, ЦАГИ, Пратт - Уитни, Боинг, NACA) и тур-бонаддувом дизелей (Asea Brown Boveri, MAN, Garrett, СКБТ, ТМЗ, Турбо-техника). В работах активно используются дорогостоящие модельные экспериментальные исследования и численные методы, которые, однако, не всегда можно представить в виде проектировочных методик.

Методику проектирования рабочего колеса центробежного компрессора многие фирмы скрывают, считая ее коммерческой тайной. В используемых в настоящее время методах используются различные критерии: закон изменения площади поперечного сечения проточной части, распределение кривизны, площади или давления, удачный выбор которых гарантирует получение хорошего результата. Методы расчета невязкого течения часто используются длд.определения влияния формы профиля на рабочие характеристики. Поскольку в рабочем колесе центробежного компрессора обычно возникает отрыв потока, но с помощью этих методов можно только определить поле течения в окрестности передней кромки, выбрать гладкие очертания проточной части с максимальным радиусом кривизны и рационально распределить нагрузку по длине лопатки. В работе [203] проведен сравнительный анализ методов, позволяющих определить параметры, характеризующие экономичность компрессора, которые, однако, не определяются непосредственно из имеющихся экспериментальных данных.

Общими для любой методики проектирования являются критерии подобия. Выбор определяющего параметра аэродинамического подобия зависит от цели моделирования. Потребителя больше всего интересует массовый расход воздуха, степень повышения давления, скорость вращения и к.п.д. компрессора.

Подведенная в ступени работа зависит от расхода рабочего тела, поэтому в центробежных компрессорах для описания конфигурации колес используется условный коэффициент расхода Фр. На рис. 1.22 [74] приведены характеристики турбокомпрессора, представленные в двух видах. Слева рабочие характеристики даны в том виде, в каком они интересуют потребителя, и представляют зависимости степени повышения давления от приведенного массового расхода воздуха для диапазона изменения частоты вращения. Справа те же данные преобразованы с использованием параметров аэроди

2,0

I С

3 1,6 % /А

1,2 to

51 тыс oS/лш ex*»**

43

45

33

ДАд о о о о о оо„

-□ппрпп^ тк ю/мин u D □ п

0.1

0,3

0.S

Рис. 1.22. Экспериментальные характеристики компрессора, представленные двумя различными способами [74]. эо - dff5 О О

80 - о О & г£ л

70 -

60 1 1 1 J 1 1 1 ^ 1 1 1 II

0,1 0,2 OA 0,6 0,S f,0 Г, 2

Рис. 1.23. Изменение политропического к.п.д. в зависимости от коэффициента быстроходности [213]: □ - радиальные лопатки; о - угол лопаток на выходе 25 - 50°; А - угол лопаток на выходе 55°. намического подобия в виде зависимости коэффициента напора от коэффициента расхода. Видно, что характеристики центробежного компрессора, представленные в параметрах аэродинамического подобия, почти не зависит от частоты вращения, то есть в исследованном диапазоне изменения режимов работы число Маха слабо влияет на рабочие характеристики.

В центробежных компрессорах происходят потери полного давления, связанные с трением и вихреобразованием потока. Величины потерь в большей степени определяются размерами областей ламинарного и турбулентного течений. Безразмерный критерий, описывающий это явление - число Рей-нольдса (для центробежного компрессора Rq = nD2 /v) При выборе числа Re необходимо установить, где можно ожидать наибольших вязких потерь. По видимому, таким местом является выходной участок рабочего колеса вследствие того, что ширина канала там минимальна [185, 222].

В центробежных турбомашинах используется комбинированный безразмерный параметр, называемый коэффициентом быстроходности

Ф0'5

Ns = —z^r. Это отношение составлено таким образом, чтобы ликвидировать у/ ' размерность, характеризующую габариты, в данном случае наружный диаметр рабочего колеса D2. На рис. 1.23 представлена зависимость к.п.д. работы колес центробежных компрессоров с осевым входом потока [213]. Максимальное значение к.п.д. достигает при коэффициенте быстроходности равном 0,7. для получения полезной информации относительно влияния коэффициента быстроходности на характеристики компрессора необходимо рассматривать машины одного семейства. Нельзя получить надежные общие закономерности для компрессоров, имеющих различную геометрию профилирования по радиусу.

Коэффициент быстроходности можно рассматривать как параметр, выражающий соотношение между расходом рабочего тела и повышением давления. Повышение давления главным образом зависит от диаметра на выходе и частоты вращения. Массовый расход рабочего тела определяется, в первую очередь, диаметром на входе и частотой вращения. Тогда коэффициент быстроходности выражает отношение входного диаметра к выходному, и его величина для данного семейства компрессоров почти полностью определяется отношением этих диаметров. Компрессоры, имеющие малые значения коэффициента быстроходности, пропускают относительно малый расход и имеют, малый по отношению к выходному, входной диаметр. Наоборот, компрессоры с большим коэффициентом быстроходности имеют относительно большой размер входа. В некоторых конструкторских и исследовательских организациях считается, что коэффициент быстроходности является параметром, с помощью которого легко регулировать рабочие характеристики центробежного компрессора, изменяя отношение входного и выходного диаметров. Если отвлечься от некоторых дополнительных эффектов, возникающих при больших числах Маха потока, которые не нашли отражения при выводе формулы для Ns, то такая точка зрения является вполне оправданной [74].

При хорошей конструкции входного осевого участка аэродинамические характеристики рабочего колеса существенно улучшаются. В отсутствии такого входа приходится принимать слишком большую кривизну канала. Вследствие этого скорость потока в колесе у корпуса может быть значительно больше, чем у втулки. Существование большого градиента скорости нежелательно по двум причинам. Во-первых, большие скорости у корпуса приводят к малым статическим давлениям, и для восстановления статического давления требуется сильное торможение потока. Это торможение является источником потерь. Но еще более важным параметром является максимальное повышение давления, которое достигается при безотрывном течении, а при указанных выше условиях вполне возможно возникновение отрыва на периферии входного канала. Во-вторых, большие скорости приводят к уменьшению плотности и возможности появления зоны сверхзвукового течения, хотя в целом поток остается дозвуковым. Большая неравномерность распределения скорости поперек канала значительно усложняет проектирование лопаток рабочего колеса. Осевой вход с лопатками позволяет увеличить среднее статическое давление и предотвратить все указанные выше негативные эффекты, связанные с большой кривизной проточного канала колеса. Кроме того, закрутка, которую поток приобретает во входном осевом участке, приводит к градиенту статического давления по высоте канала с возрастанием давления у корпуса, что будет компенсировать снижение статического давления вследствие кривизны корпуса в меридиональной плоскости [55].

Для уменьшения неравномерности потока на выходе из рабочего колеса многие фирмы пытаются вносить конструктивные изменения в положение выходной кромки колеса [8, 14]. Так, МГТУ им Н.Э. Баумана и ЦИАМ предлагают методику, обеспечивающую равномерность угла отставания по ширине канала колеса на выходе (рис. 1.24) [8]. Однако отсутствие экспериментальных данных затрудняет ее пользование

При составлении простых геометрических комбинаций нередко возникают трудности относительно целесообразности выбора того или иного их вида. Известно, что осевой зазор часто оказывает значительное влияние на характеристики компрессора и в то же время не очевидно, какая безразмерная комбинация осевого зазора является наиболее подходящей для выражения этого влияния. При конструировании компрессора часто бывает удобным масштабировать осевой зазор по отношению к высоте лопатки, однако для газодинамического анализа при длинных лопатках такая безразмерная величина осевого зазора является не очень подходящей, поскольку она будет отражать значимость условий течения только вблизи концов лопаток. Более подходящими линейными размерами для масштабирования осевого зазора следует снижать длину хорды лопатки, шаг лопатки, установочный шаг (расстояние между соседними лопатками, измеряемое по нормали к направлению потока на входе в решетку), и максимальную толщину периферийного профиля. Каждая из соответствующих величин осевого зазора имеет свои достоинства, а выбор какой-либо одной из них определяется исследуемым процессом или исследуемой моделью течения.

Рис. 1.24. Профилирование выходного участка рабочего колеса РК2 по ширине проточной части при условии постоянства угла отставания потока г, Gnp =1,15 кг/си п„р =0,85

НАГ2 = 0,97; 1,0; 1,04 : ~с,,2 = см2иер /смгвт\г2 = г1тр /г2ж|.Д2Лт= ДШт [8].

Рис. 1.25. Линии постоянного уровня статического давления в межлопаточном канале на периферии, отнесенного к полному давлению на входе, для рабочего колеса с дополнительными лопатками [145]: Штриховкой отмечено положение скачков уплотнения.

Известно, что современное развитие турбокомпрессоров наддува ДВС характеризуется стремлением к увеличению степени повышения давления к в компрессоре, увеличению его производительности in при одновременных требованиях к повышению к.п.д. и снижению габаритов, прежде всего за счет уменьшения наружного диаметра D2 осерадиального полуоткрытого рабочего колеса [44, 87, 109, 169, 174]. При проектировании рабочего колеса компрессора на параметры заданные потребителем встает вопрос - как обеспечить вышеуказанные требования, каким выбрать значение условного коэффициента расхода Фр, определяющего конфигурацию рабочего колеса. Известно направление решения - с целью увеличения Ф,> уменьшается наружный диаметр колеса Д, часто до недопустимых значений. Это приводит к увеличению частоты вращения ротора, растут числа Маха на входе, увеличивается неравномерность потока при больших отношениях DH/D2 и значительно ухудшаются условия течения в колесе и, в итоге, снижается эффективность его работы. Производители турбокомпрессоров часто идут на увеличение наружного диаметра входа в колесо DH при сохранении диаметра втулки Dem за счет увеличения высоты лопатки на входе. Это позволяет увеличить производительность т и соответственно Фг. Также возникают проблемы с технологией изготовления колеса и прочностью лопаток. При увеличении высоты лопаток на входе возрастают пространственные явления потока на входном участке колеса, связанные с увеличением различия в условиях обтекания решетки на разных поверхностях тока. Уменьшение густоты решетки за счет снижения числа лопаток z приводит к росту профильных потерь в рабочем колесе, поэтому широкое распространение получили двухрядные решетки. Однако экспериментальные данные показывают, что двухрядная решетка позволяет улучшить условия течения на выходе из колеса, но может ухудшить условия течения в области входных кромок второго ряда (рис. 1.25) [145]. В работе [7] ЦИАМ им. П.И. Баранова даны результаты экспериментального исследования структуры потока в периферийном сечении рабочего колеса (рис. 1.26). Для анализа течения выбран один и тот же канал, образованны двумя основными лопатками и разделенный промежуточной лопаткой на два канала. На рисунке даны изолинии, построенные по замерам малоинерционных датчиков давления, показывающие, что в соседних каналах имеет место различное течение, вызванное неравномерным распределением производительности.

Фирма "Мицубиси" выполнила модернизацию турбокомпрессора MET90SE, для дизеля фирмы "MAN B&W" 12К98МС-С, с целью увеличения производительности [203]. После оптимизации рабочего колеса по коэффициенту расхода Фу) пропускная способность увеличена на 12 % без снижения к.п.д. и степени повышения давления.

Исследованию влияния коэффициента расхода Фу) на эффективность полуоткрытых осерадиальных рабочих колес турбокомпрессоров наддува ДВС посвящено мало работ. В основном литературные источники предлагают различные сочетания геометрических параметров рабочего колеса без анализа течения в нем, либо анализ проточных частей конкретных турбонад-дувочных агрегатов, что из-за многопараметричности задачи не позволяет определить причины снижения или увеличения эффективности (рис. 1.27) [46]. Представляется, что наиболее достоверные данные можно получить только при поэлементных исследованиях на основе анализа результатов расчета и испытаний модельных рабочих колес.

Осерадиальные рабочие колеса проектируются на различные коэффициенты теоретического напора i//7. =0,7.0,9(/?^2 =60.90°). В работах [74, 134] проводится сравнение осерадиальных рабочих колес с (Злг = 900 и РЛ2 = 60.70°. Делается вывод, что с уменьшением рЛ2 к.п.д. колеса возрастает, становится шире зона рабочих режимов, улучшается структура потока в колесе, но падает напорность. Для выработки рекомендаций по оптимальному выбору у/т необходимо наличие обширного расчетного и экспериментального материала.

Рис. 1.26. Экспериментально полученные изолинии давления по периферии рабочего колеса при п — 0,9 : и — G=Gmax; б - G=Gopl; в - G=Gmin; значения давлений на изобарах указаны в условных единицах (0,3 соответствует «70 кПа) [8].

Рис. 1.27. Сравнение характеристик двух компрессоров с разными Dj

1,2 и 3 - и2=300, 350 И375 м/с; — и---D,=210h230 мм [46].

Рис. 1.28. Сравнение результатов работ [49] и [223] по расчету потерь на смешение в зависимости от параметров закрутки на входе в диффузор а, = Vg2 /VR2. -работа [49];---работа [191].

Большой ряд работ посвящен изучению потока в диффузоре [45, 49, 68, 69, 79, 88, 107, 108, 128, 134, 135, 141, 145, 147, 148, 152, 176, 179]. Отмечается, что поток, выходящий из рабочего колеса, характеризуется высокой степенью турбулентности, в области смешения имеются значительные флуктуации скорости и угла направления потока, которые дополнительно усложняются неустановившимся процессом отрыва потока. На входе в диффузор пограничные слои на боковых стенках тонкие, но они быстро утолщаются с ростом радиуса. В работе [191] для описания течения в безлопаточном диффузоре предложена модель "струя-след". В этой модели предполагается, что жидкость несжимаема, а направление вектора скорости (но не его величина) постоянно в окружном направлении отдельно для струи и следа были получены дифференциальные соотношения. Интегрируя эти соотношения, можно проследить за переходом потока из неоднородного в однородное состояние. Трение о стенки безлопаточного диффузора и напряжения из-за перемешивания на границе равномерной струи и следа были так же включены в уравнения движения. При этом были обнаружены два совершенно противоположных по смыслу эффекта: обратимый энергообмен и необратимое перемешивание. Обратимый процесс возникает из-за того, что скорость в абсолютном движении в двух зонах (в струе и в следе) меняется различным образом по мере того, как частицы движутся в радиальном направлении, с выполнением условия совместимости в относительном движении. Для описания процесса перемешивания и перехода к однородному потоку в работах [49] использована модель течения с внезапным расширением. Применение такой модели оправдано, так как переход к однородному потоку происходит очень быстро. Обратимое перемешивание в этой модели отсутствует. Потери возникают вследствие перемешивания и трения о стенки диффузора потока с выравниванием параметров. Согласно результатам работы [69], вклад обратимого переноса энергии от струи к следу на ранней стадии крайне незначителен, и им можно пренебречь; на это указывает и хорошее согласие моделей (рис. 1.28). Следует отметить, что перенос энергии от струи к следу не делает течение более равномерным, поскольку обычно давление и температура торможения в абсолютном движении для следа выше, чем для струи. В этой же работе показано, что выравнивание потока происходит под действием либо сил поверхностного трения, либо напряжений трения от перемешивания причем если вклад одного из них уменьшается, то вклад другого возрастает настолько, чтобы скомпенсировать это уменьшение. В работе [176] приведены результаты подробных измерений параметров потока за рабочим колесом (рис. 1.29) лазерным анемометром поперек межлопаточного канала для четырех сечений вдоль радиуса при коэффициенте расхода, соответствующем режиму максимума к.п.д. при заданной частоте вращения. На выходе из рабочего колеса имеется область следа, в которой радиальная скорость хотя и мала, однако отлична от нуля. При других значениях расхода неравномерность потока значительно выше. В работе [193] на основе указанного метода проведено параметрическое исследование влияния степени неравномерности течения на к.п.д., вычисленной по величине повышения давления от полного на входе до статического на выходе. Эти результаты представлены на рис. 1.30. s2 - величина, равная отношению площади следа к общей площади поперечного сечения. Потери становятся заметными только при большой ширине следа и малом отношении скорости в следе к скорости в струе. Скорость затухания возмущений за рабочим колесом такова, что при отношении радиусов 1,2 еще существует некоторая неоднородность в окружном направлении. Так что в большинстве случаев, когда имеется лопаточный диффузор, течение на его входе будет сильно нестационарным

Аэродинамика безлопаточного диффузора сложна из-за большой неравномерности входного потока и преобладающего влияния сил вязкости на частицу при ее движении по длинной траектории от входа к выходу. Из-за искривленности линий тока возникают интенсивные вторичные течения, то есть направления движения частиц поперек канала различны.

Мгновенные значения силы трения, измеренные [216] с помощью термоанемометра, на стенке безлопаточного диффузора показали резкое сниже

Рис. 1.29. Трансформация структуры течения в безлопаточном диффузоре за рабочим колесом с радиальными лопатками [193].

Относительная ширит следа е.

Рис. 1.30. Сравнение расчетных и экспериментальных данных по снижению к.п.д. ступени вследствие смешения потоков (расчеты в учетом всех факторов) [193]. Снижение к.п.д. вычислялось по степени повышения давления от полного давления на входе до статического давления на выходе. экспериментальные данные получены при частоте вращения ротора 14 ООО об/мин: • - т=6,07 кг/с, Л2 = 1,81, г2 = 0,50; А - т=5,31 кг/с, ^ = 2,1 3, у2 = 0,46; ■ - т=4,53 кг/с, ^ = 2,57, у2 = 0,54;-у2 = 0,2;---у2= 0,6. ние коэффициента трения вдоль радиуса (рис. 1.31). Основная часть потерь давления торможения связана с трением о стенки, однако, эти потери не пропорциональны cf, так как с его увеличением уменьшается окружная составляющая скорости. Потери равны сумме потерь трения и потерь смешения. При детальных измерениях в диффузоре мгновенных скоростей и их направления с помощью термоанемометра [68, 176] - рис. 1.32 установлено, что с уменьшением расхода след на выходе рабочего колеса перемещается от передней стенки к задней (в меридиональной плоскости, и в радиальной) на сторону разрежения лопатки до тех пор пока не распространится на большую часть шага лопатки колеса. Отчетливо видна область с пониженными скоростями потока у передней стенки диффузора, образованная из-за перетечек через зазор между лопатками и корпусом, причем на всех расходах. Такое движение следа вызывается вторичным течением, возникающим из-за искривления линий тока в рабочем колесе и вращения. В работе [48] анализировалось поведение следа в рабочем колесе, и был сделан вывод о том, что на положение следа влияет число Ro. Авторы показали, если след имеет большую интенсивность, так, что возникает сильная вторичная завихренность, то сила инерции смещает след из его стабильного положения. Число Ro характеризует, как уже отмечалось, относительное влияние кривизны линий тока на повороте и вращения на вторичное течение в рабочем колесе. При снижении коэффициента расхода и числа Ro большая кориолисова сила смещает след из стабильного положения на передней стенке диффузора на сторону разрежения лопатки, а затем сила инерции сильного вторичного течения перемешает след далее и он располагается вдоль всей задней стенки диффузора.

Для расчета течения в безлопаточном диффузоре разработано много методов [49, 179, 213]. В простейшем случае течение рассматривается как одномерное, с привлечением уравнений неразрывности и количества движения для трубки тока с учетом действия сил трения. Основная сложность заключается в правильном определении поверхности трения.

6 • о по термоанелюметру • no трубке Престона

8 f 7 1 Чр. Пранд-п 19

Рис. 1.31. Изменение коэффициента трения вдоль радиуса в безлопаточном диффузоре [216].

JutJuxи (.iiii:nt ii

Ott5

F I IffJCIklM спч.-нки —■- —— s

Ktxnti.i'uun

I ■/■ = 0.085 , Ro ="0.71

2 (^O.OSS, Ro=0.54

3 ^< = 0.045, Ro=0.48

4 46 — 0.035. Ro -0.42

ЕЗСлед

Рис. 1.32. Линии одинаковых значений мгновенной радиальной составляющей скорости в безлопаточном диффузоре на D'2 =1,024 [68].

Лопаточный диффузор применяют, если необходимо обеспечить высокий к.п.д. центробежного компрессора на расчетной точке. В работе [68] приводятся осредненные коэффициенты статического давления за рабочим колесом и в ступенях с безлопаточными и лопаточными диффузорами (рис. 1.33) в зависимости от коэффициента расхода. Отмечается: эффективность ступеней с безлопаточным диффузором несколько ниже, хотя характеристика ступени в этом случае более пологая. На низких скоростях вращения колеса, когда влияние сжимаемости незначительно, лопаточный диффузор имеет два недостатка. При уменьшении расхода через компрессор, по сравнению с расчетной величиной, осевая составляющая скорости уменьшается, тогда как тангенциальная возрастает, так что угол между радиальным направлением и вектором скорости в абсолютном движении увеличивается, и уменьшение расхода приводит к увеличению угла атаки на диффузор. И наоборот, увеличение расхода по сравнению с расчетным приведет к появлению отрицательного угла атаки на входе в диффузор. Если эти углы становятся слишком большими, то потери резко возрастают, и наступает срыв потока. При больших окружных скоростях допустимый диапазон изменения положительного угла атаки значительно уже. Если окружная скорость колеса становится достаточно большой для того, чтобы сказывались эффекты сжимаемости, то вместо срыва потока при отрицательном угле атаки диффузор запирается в самом узком сечении, то есть в горловине. Диффузор центробежного компрессора имеет малую ширину по сравнению с другими размерами, так что запирание может наступить внезапно. Условия запирания определяются величиной массового расхода, полным давлением, температурой торможения и эффективной площадью поперечного сечения горловины. Эффективная площадь проходного сечения зависит от загромождения потока, главным образом из-за влияния вязкости. Для определения загромождения обычно суммируют долю вытеснения всех пограничных слоев (сумму толщин вытеснения). Запирание горловины определяет максимально возможный приведенный расход через компрессор и, кроме того, может привести к понижению степе

Рис. 1.33. Коэффициенты напора рабочего колеса и ступени с лопаточным диффузором и безлопаточным диффузором [68]. т) кг/с

Рис. 1.34. Зависимость степени повышения полного давления одного и того же рабочего колеса с различными диффузорами, различающимися шириной канала вдоль оси компрессора [221]. Цифрами обозначены тысячи оборотов рабочего колеса в минуту. Угол наклона лопаток диффузора к радиусу 71,5°.

Ширина диффузора:-8,0 мм;---10,7 мм. ни сжатия и уменьшению к.п.д. Очевидно, следует проектировать диффузор с малыми углами атаки, чтобы ограничивать рост потерь и с площадью горловины, достаточно большой, чтобы запирание диффузора не привело к уменьшению расхода через рабочее колесо. В работе [221] (рис. 1.34) даны результаты испытаний трех диффузоров с одним колесом. Характеристики ступеней совершенно различны. При низких окружных скоростях величина максимального расхода значительно больше с широким диффузором, ограничение расхода в узком диффузоре наступило из-за запирания, большой угол атаки в широком диффузоре не привел к повышению в нем потерь. При высоких окружных скоростях различие между значениями максимального расхода при запирании меньше, однако степени повышения давления на границе устойчивости существенно различны. В ступени с широким диффузором запирание происходит в колесе, а с узким - в диффузоре.

Традиционно при проектировании диффузора большое внимание уделяют выбору формы профиля. Однако мало доказательств существенного влияния этого на течение. Установлено [190], что не имеет особого значения каким образом спроектирована передняя часть спинки лопатки, и что угол установки лопаток диффузора ступени с высокой степенью сжатия можно изменять на несколько градусов без заметного влияния на к.п.д. Слабо освещено в литературе влияние числа лопаток и других геометрических величин. В работе [74] отмечается, что почти на всех этапах проектирования и отработки диффузоров обнаруживается, что существующие данные противоречивы, имеют большой разброс или просто неполные.

В работе [68] исследовалось взаимодействие рабочего колеса и лопаточного диффузора с профилями из дуг круга. Эксперименты проводились при низкой окружной скорости, рабочее колесо имело радиальные лопатки на выходе, след занимал 0,4 площади проходного сечения (рис. 1.35). Наиболее интенсивное обратное течение соответствует случаю, когда передние кромки лопаток диффузора расположены в области с минимальной радиальной составляющей скорости за рабочим колесом в ступени с безлопаточным

Рис. 1.35. Распределение радиальной составляющей скорости в сечении, соответствующем относительному радиусу гх/г2 =1,024 [68]: верхние рисунки относятся к лопаточному диффузору (10 лопаток, передняя кромка расположена на относительном радиусе 1,04), нижний - к безлопаточному диффузору. измерения скорости потока проведены на режиме максимального коэффициента повышения давления в ступени с лопаточным диффузором. F- лопатка рабочего колеса, S - промежуточная лопатка рабочего колеса, D V- передняя кромка лопатки диффузора.

Рис. 1.36. Изобары статического давления, отнесенного к величине ри], в безлопаточном диффузоре на режиме по коэффициенту расхода, соответствующем максимальному коэффициенту повышения давления [74]: диффузор с 20 лопатками, передняя кромка расположена на относительном радиусе 1,04, угол передней кромки 70°, угол потока на входе 76°. диффузором. В работе [74] проведено исследование лопаточных диффузоров с измерением поля давлений рис. 1.36. Большая часть повышения статического давления реализуется на входе, в окрестности переднего косого среза диффузора. Здесь возникает большое торможение потока, поток неравномерен и мало зависит от геометрии профиля. На этом же участке обнаружены значительные пульсации скорости, резко угасающие вниз по потоку. В области быстрой подстройки потока к профилям лопаток происходит интенсивное перемешивание потока, что приводит к исчезновению завихренности. На этом же уч;астке возникают основные потери. Потери на безлопаточном участке (1,024 < <1,04) составляли 2 %, на входном участке лопаточного диффузора (1,04<R/R2 <1,175) - 7 %, а в остальной части диффузорного канала вниз по потоку - 1 %.

Современные методы расчета позволяют рассчитать трехмерное вязкое течение в лопаточном диффузоре. В них используется модель пограничного слоя совместно с моделью ядра потока. Точность методов определяется учетом существенной трехмерности течения и возникновения обратных токов.

Актуальной задачей для развития типоразмерных рядов турбокомпрессоров наддува транспортных дизелей является получение расчетных и экспериментальных данных не только в расчетной точке, но и на режимах максимального и минимального расходов [6, 63, 71, 75, 77, 100, 101, 102, 104, 118, 149, 156, 162]. Аналитический способ задания характеристик турбокомпрессоров представлен в работах [9, 24, 74, 76, 80, 97]. Авторы [76] предлагают аналитический способ задания характеристик компрессора с использованием экспериментальных данных. В процессе расчета ветка характеристики компрессора при произвольной частоте ротора воспроизводится двумерной интерполяцией (рис. 1.37) по задаваемым узлам. При наличии достаточно большого количества экспериментальных веток аппроксимация характеристик компрессора выполняется методом наименьших квадратов. Данный подход позволяет при наличии достаточного объема качественного опытного

Рис. 1.37. Расчетная характеристика компрессора ТКР-11 [76]. материала и расчетных зависимостей потерь в проточной части компрессора описать все поле рабочих режимов.

Ведущие зарубежные и отечественные фирмы совершенствование конструкций турбокомпрессоров выполняют с учетом построения типоразмер-ных рядов, используя атласы характеристик ступеней и унификацию (рис. 1.38).

В 1996 году фирма ABB начала производство нового типоразмерного ряда турбокомпрессоров TPL-A, включающего семь типоразмеров, перекрывающих мощностной диапазон дизелей от 1000 кВт, предназначенного для наддува четырехтактных агрегатов. В 1999 году появился ряд турбокомпрессоров TPL-B, предназначенный для двухтактных дизелей. Сегодня идет выпуск турбокомпрессоров TPL-D и TPL-E, с обеспечением степени повышения давления 4,2 и 4,7 соответственно. Основными задачами для фирмы ABB при переходе на новые принципиальные конструкции были: достижение более высоких степеней повышения давления; увеличение пропускной способности ступеней; повышения к.п.д. Достигнутый уровень к.п.д. - 81.82%, для турбокомпрессоров большого типоразмера - 83.85%. Для турбонаддува среднеоборотных и быстроходных дизелей мощностью 500.3500 кВт фирмой разработан ряд TPS-F33, включающий четыре типоразмера на базе рядов RR1 и TPS.D/E. Новые конструкции имеют более высокие степени повышения давления и большие расходы воздуха.

Фирма MAN выпускает турбокомпрессоры NA/S с осевой турбиной и NR/S с радиальной на мощностной диапазон 400.25000 кВт для 2-х и 4-х тактных дизелей. Особое значение фирма придает оптимизации проточной части компрессора.

Фирма Mitsubishi в 1997 году сформировала новый типоразмерный ряд MET-SE. Турбокомпрессор MET90SE при расходе 53 м /с и степени повышения давления 3,6 имеет достаточно высокий к.п.д.

Фирма MTU разработала ряд турбокомпрессоров ZR для новых дизелей в диапазоне мощностей 1000.2250 кВт для наддува мощных быстро

0.99 0.J7 0, (15

0.Ы O.St

0.79 0.77 0.7S

VTR564E ' l

TPL65E

4.0

75

01, ъ с

Q1 '5 70

И)

1

11 65

U)

СП х: и о КО

XI

1 t-

55

TPS57 -F33 TPSS "ч 7D* '

1.5 2 2.S 3 3.S 4 4.5 5 5.5

Compressor pressure ratio

Series 4000 Series 8000 ZR175 ZR195 ZR235 ZR.Z65

0,8 1 1.4 2 3 4 6 8 10 12 16

Volume Flow Rate rrl 5/s

Рис. 1.38. Характеристики турбокомпрессоров наддува дизелей типоразмерных рядов зарубежных фирм. ходных дизелей судов, тяжелых грузовиков, тепловозов. Ряд содержит 4 турбокомпрессора, обеспечивающих в одноступенчатом наддуве степень повышения давления - 5. Характеристики компрессора обеспечивают высокий к.п.д. не только в расчетной точке (81%), но и на нерасчетных режимах (78%). В конструкции используется безлопаточный диффузор.

Фирма КВВ ведет проетирование нового ряда турбокомпрессоров HPR для диапазона мощностей 400.3000 кВт. Ряд содержит 4 турбокомпрессора, обеспечивающих в одноступенчатом наддуве степень повышения давления -5.

Турбокомпрессоры наддува для автотракторных дизелей в диапазоне мощностей 20. 1000 кВт выпускают в объеме 8 млн. штук в год известны западные фирмы: Garrett, Schwitzer, Holset, Mitsubishi, KKK и др. Проблемы, которые приходится решать в этой области параметров практически те же, что и для более крупных турбонаддувочных агрегатов - увеличение степени повышения давления, производительности при повышении эффективности и снижении габаритных параметров. При массовом производстве увеличение к.п.д. ступени компрессора на 1.2% означает получение экономии в сотни миллионов условных единиц. Поэтому работа по повышению эксплуатационных показателей агрегатов наддува крайне актуальна.

Типоразмерый ряд, выпускаемый фирмой Garrett (50% выпуска всех турбокомпрессоров для автотракторных дизелей) включает 14 моделей для дизелей мощностью 30.660 кВт. Фирма ККК является второй по объему выпуска турбокомпрессоров на европейском рынке, выпускает 350 различных модификаций для двигателей мощностью 20. .1000 кВт.

В России разработаны и выпускаются два ряда унифицированных турбокомпрессоров: 1) компактные турбокомпрессоры для наддува быстроходных дизелей с радиально осевой турбиной типа ТКР; 2) турбокомпрессоры с осевой турбиной типа ТК. Каждый типоразмер турбокомпрессора допускает настройку компрессора на требуемый режим работы во всем диапазоне расходов и давлений. По давлению наддува турбокомпрессоры разбиты на три группы: низкого, среднего и высокого давлений. Образцы, выпускаемые ведущими отечественными предприятиями, даны в таблицах 1.1. 1.3.

Анализ характеристик выпускаемых моделей турбокомпрессоров наддува транспортных дизелей зарубежного и отечественного производства показывает, что сегодня в конструкциях компрессоров используются лопаточные и безлопаточные диффузоры. При использовании лопаточных диффузоров на неноминальных режимах при повышенных числах Маха и нестационарности подачи воздуха в цилиндры дизеля необходимы глубокие научные исследования, ^разработка методик расчета характеристик диффузоров, экспериментальные исследования нестационарных процессов.

Обзор литературы, включая работы последних лет, показал сложность и неоднозначность структуры течения потока в элементах проточной части компрессора турбонаддува транспортного дизеля. Физические процессы в осерадиальном рабочем колесе полуоткрытого типа изучены не полностью. В имеющихся моделях течения наличествуют допущения с поправочными экспериментальными коэффициентами, полученными для конкретных геометрических соотношений элементов и режимов. Имеющийся экспериментальный материал в основном получен в постановке многопараметричного влияния и не позволяет сделать выводы о причинах повышения или снижения эффективности объектов исследования. Кроме того, этот материал крайне ограничен, ввиду крайней сложности изготовления и экспериментального изучения объектов исследования, особенно структуры потока в областях, характерных именно для данного типа рабочих колес. При наличии достаточного количества общих методик расчета потока, в том числе вязкого трехмерного потока, отсутствуют надежные модели потерь и к.п.д. элементов для осерадиальных полуоткрытых рабочих колес с произвольной геометрией выхода. Отсутствует в открытой печати методики проектирования элементов проточной части с учетом влияния критериев подобия и основных безразмерных величин. В литературе отсутствует база экспериментальных данных по ступеням компрессоров турбонаддува дизелей и их элементов, что не по

Таблица 1.1

Параметры турбокомпрессоров НПО «Турботехника» и их аналогов [73]

Модель (фирма, страна)

Образец Аналоги Образец Аналоги Образец Аналоги

Показатели ТКР-6-1 («Турбо-техника», Россия) ТКР-6Н (БЗА, Белоруссия) К-14 (ККК, Германия) Т-25 (Garrett, США) ТКР-7С1 («Турботехника», Россия) ТКР-7Н (БЗА, Белоруссия) К-27 (CZ, Чехия) т-з (Garrett, США) ТКР-8 («Турбо-техника», Россия) ТКР-8.5С (ДЗТ, Украина) H2B(Holset, Англия) S3B (Schwitzer, Англия)

Расход воздуха, кг/с 0,14 0,12 0,16 0,14 0,18 0,16 0,18 0,18 0,26 0,23 0,25 0,26

Степень повышения давления 2,0 1,7 1,9 1,9 2,0 1,9 2,0 2,0 2,8 2,3 2,8 2,8 кпд - компрессора 0,7 0,6 0,6 0,69 0,72 0,7 0,72 0,72 0,78 0,69 0,76 0,77

- турбокомпрессора 0,46 0,4 0,4 0,45 0,5 0,47 0,5 0,5 0,56 0,44 0,54 0,56

Модель (фирма, страна)

Показатели Образец Аналоги Образец Аналоги

ТКР-9 («Турботехника», Россия) ТКР-11 (ДЗТ,Украина) К-13, (ККК, Германия) Т-51 (Garrett, США) ТКР-10 («Турботехника», Россия) ТКР-12 (ЯМЗ,Россия) К-36 (CZ,Чехия) TV71 (Garrett. США)

Расход воздуха, кг/с 0,3 0,28 0,3 0,3 0,41 0,40 0,41 0,41

Степень повышения давления 2,9 2,6 2,9 2,9 2,9 2,8 2,9 2,9 кпд - компрессора 0,76 0,71 0,76 0,76 0,77 0,75 0,77 0,77

- турбокомпрессора 0,56 0,48 0,56 0,56 0,57 0,52 0,56 0,56

Таблица 1.2

Турбокомпрессоры ОАО «Турбомоторный завод» [237]

Параметр ТКР 14Н-2Б.2 (4 модификации) ТКР 14Н-8Б ТКР 14Н-9А.2 (2 модификации) ТКР 14Н-8А.2 (модификации) ТКР14С-26 (2 модификации) ТКР 14С-27 ТКР14С-28 ТКР 14В 30 ТКР 14В 40 ЖР23Н-2Б TKP23H-2JI

Степень повышения давления 1,25-1,65 1,55 1,52-1,55 1,70-1,72 1,85-1,90 2,1 2,2 2,7 2,2 1,65 1,45 при Н=0 1,80 при Н=4000 м

Подача компрессора, кг/с, не менее 0,28 - 0,44 0,40 0,31-0,33 0,47 - 0,48 0,40 0,49 0,63 0,90 0,63 1,30 1,2 при Н=0 0,95 при Н=4000 м кпд компрессора с безлопаточным диффузором 0,72 - 0,72 0,72 0,72 - - - 0,72 0,74

КПД компрессора с лопаточным диффузором 0,75 0,75 0,72 0,75 0,75 0,75 0,75 0,73 - - 0,78 при Н = 0 0,76 при Н = 4000 м

Таблица 1.3

Серия

Турбокомпрессор 4ТК Турбокомпрессор ТК18

Турбокомпрессор ТК21 Турбокомпрессор ТК23

Турбокомпрессор ТКЗО

Турбокомпрессор ТКЗЗ Турбокомпрессор ТК34 Турбокомпрессор ТК35 Турбокомпрессор ТК41

Турбокомпрессоры ОАО СКБТ [236]

Модель

4ТК03/04, 4ТК13/14, 4ТК19/20

ТК18Н-01, ТК18Н-02, ТК18Н-03С, ТК18С-21, ТК18С-23," ТК18С-23 (01,02,03,04,05,09,11,12), ТК18С-23(14), ТК18В-19, ТК18В-20, ТК18В-24, ТК18-36

ТК21С-01

ТК23С-01, ТК23С-24, ТК23С-29, ТК23С-37, ТК23С-37 (01,02,03,05,06,07,09), ТК23С-41, ТК23С-43, ТК23С-44, ТК23Н-06, ТК23Н-10, ТК23Н-10 (01), ТК23Н-15, ТК23Н-26, ТК23Н-40, ТК23В-31, ТК23В-36, ТК23В-39

ТК30С-02/05, ТК30Н-04, ТК30Н-(01,02), ТКЗОН-17, ТК30Н-26, ТКЗОН-28, ТК30Н-29

ТКЗЗН-01

ТК34Н-04, ТК34Н-04С, ТК34Н-09, ТК34Н-15, ТК34Н-19, ТК34С-15 ТК35В-08, ТК35В-08(01) ТК41В-08, ТК41В-20, ТК41В-21

Турбокомпрессор ТК48

ТК48С-01 зволяет идентифицировать модели САПР, формировать атласы характеристик и характеристики типоразмерных рядов турбокомпрессоров.

Проведенный обзор позволил сформулировать задачи настоящей работы, целью которой является улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами, лопаточными и безлопаточными диффузорами оптимизацией газодинамических, геометрических и режимных параметров, позволяющее одновременно повысить эксплуатационные показатели транспортных дизелей.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи исследований:

- разработать уточненную физическую модель течения и потерь в проточной части лопаточных элементов компрессора турбонаддува транспортного дизеля с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами различной на-порности на режимах реальной нагрузки с учетом наличия осевого зазора между корпусом и колесом и лопаточным диффузором с пониженной радиальной протяженностью, характерной для компрессоров наддува автотракторных дизелей;

- разработать расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования проточных частей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей в соответствии с физической моделью течения и потерь;

- разработать методику комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува транспортных дизелей, включающую физические эксперименты, модельные и стендовые испытания;

- провести обширные модельные и физические экспериментальные исследования элементов ступени с предварительным расчетно-теоретическим анализом объектов исследования, разработкой технологии изготовлению осе-радиальных полуоткрытых колес и последующим обобщением результатов и выработкой рекомендаций;

- разработать методику расчета коэффициента теоретического напора с произвольной геометрией выхода лопаток; разработать методику расчета потерь в осевом зазоре между осерадиальным полуоткрытым рабочим колесом и корпусом; разработать методику расчета характеристики лопаточного диффузора; провести обширные расчетно-экспериментальные исследования компрессорных ступеней с лопаточными и безлопаточными диффузорами по оптимизации влияния газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность с учетом работы дизеля на неноминальном режиме и нестационарности подачи воздуха в цилиндры.

Результаты исследования лопаточных диффузоров использованы при создании высокоэффективных образцов высокооборотных воздуховсасы-вающих агрегатов для мобильных машин в рамках комплексных работ Минобразования и Науки РФ и НПО «Ленинец».

В результате расчетных и экспериментальных исследований проточной части воздуховсасывающего агрегата мобильной машины, включая физическое исследование низкоэнергетических зон в лопаточном диффузоре, в том числе в области минимальных расходов, была разработана одноступенчатая высокооборотная конструкция компрессора (вентилятора) с лопаточным диффузором уменьшенной радиальной протяженности для замены устарев

Гг О ч Г0 /в 30 35 >/0 so 60 SO /оо /2.0. т /60 /80 zoo гго г чо зоо г?о гчо Z09 № т /S3 т № /Z? HS /OS SS 93 89 87 8S 83 t-H - - - - Г" <f/S V00 3?0 3</0 300 Z7Q 252 г зз '230 22 V гп гг/ гго

5 - - - 5,/ S.55 8, о г г Л 6 /%о а,95 7,55 7./S 9,25 7,8 6 о 3,0

Ci /00 /го /40 /60 /80 гоо гго гчо

90 83 80,0 63.5 s,s ЧГ.5 VZ

O.SS

VA 0,2

0,183

0.0Г2

2. го

Видя

Рис. 7.31. Эскиз лопаточной решетки рабочего колеса TIC-88.

Го^Н.кПа

0,01 0,0Z 0,0 Ъ 0,04 у ж^/ а)

0,0-1 0,02 0,05 0,04, Т7 б)

И3/

OJ OJ о

Рис. 7.32. сравнительные характеристики воздуховсасывающих агрегатов мобильных машин: а:--конструкция СПбГАСЭ;------- конструкция Миасского завода;--------граница параметров по ГОСТ. б:--конструкция СПбГАСЭ;-------конструкция Vitek. шего двухступенчатого низкооборотного образца ВВА-1000 ГОСТ 10280-83, выпускаемого в г. Миасс (Челябинская обл.).

В СПбГАСЭ была изготовлена действующая модель воздуховсасы-вающего агрегата, характеристики которой в результате стендовых испытаний (рис. 7.32) показали значительные преимущества по массогабаритным параметрам и технико-экономическим показателям по сравнению с отечественным аналогом и сопоставимость значений с лучшими зарубежными моделями. Прежде всего был значительно увеличен основной паспортный параметр - разрежение на входе при закрытом всасывающем отверстии. Увеличение по сравнению с ВВА-1000 составило 7 кПа (при увеличении установочной мощности от 1000Вт до 1200Вт). Одновременно, уменьшен на 25% массогабаритный показатель по отношению к аналогу.

В настоящее время результаты исследований используются на ЧТЗ (г.Челябинск) при модернизации турбокомпрессоров ТКР-8,5; ТКР-11 и их модернизаций и создании нового поколения турбокомпрессоров для турбо-наддува автотракторных дизелей.

На научно-техническом совете ЧТЗ рассмотрена, утверждена и в дальнейшем опробирована методика проектирования проточной части компрессора турбонаддува транспортного дизеля.

заключение

В результате оптимизации газодинамических, геометрических и режимных параметров компрессоров турбонаддува транспортных дизелей с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами, лопаточным и безлопаточным диффузором значительно улучшены их эксплуатационные показатели в условиях работы на номинальных и неноминальных режимах, в том числе при повышенных числах Маха и с учетом нестационарности подачи воздуха в цилиндры дизеля: к.п.д. компрессоров турбонаддува повышен на 4.6% по сравнению с существующими отечественными аналогами и соответствует современному мировому уровню; снижен на 3. .4 г/кВт ч удельный расход топлива дизеля, повышены его надежность и экологическая безопасность.

При выполнении работы получены следующие результаты: 1. Уточнена физическая модель течения и потерь в проточной части лопаточных элементов компрессора турбонаддува транспортных дизелей на основе физических экспериментов по визуализации низкоэнергетических зон в осерадиальных полуоткрытых рабочих колес различной напорности на режимах реальной нагрузки с учетом наличия осевого зазора между корпусом и рабочим колесом и в лопаточном диффузоре с пониженной радиальной протяженностью, характерной для турбокомпрессоров наддува автотракторных дизелей, на режимах номинальной и неноминальной нагрузки. Определено, что отрыв потока на задней стороне лопатки осера-диального полуоткрытого рабочего колеса происходит на всех режимах у колес различной напорности с формированием течения типа «струя-след», увеличение напорности рабочего колеса смещает точку отрыва вверх по потоку, локальные отрывные зоны образуются прямо на входе рабочего колеса в пространственном вращающем направляющем аппарате и зависят от распределения нагрузки в лопаточной решетке и режима работы; перетечки в осевом зазоре между рабочим колесом и корпусом на осевом участке минимальны и увеличиваются с ростом радиуса рабочего колеса; все сечение на входе в лопаточный диффузор в меридиональной плоскости занято вязким потоком.

2. Расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования проточной части компрессоров турбонаддува транспортного дизеля, содержащий авторские и известные адаптированные методики, в отличие от имеющихся отдельных методик, позволяет реально проектировать высокоэффективные проточные части и основан на предположениях и допущениях, полученных в результате анализа физической модели течения и потерь.

3. Использование методики комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува транспортных дизелей, включающей поэлементные модельные и физические исследования, исследования нестационарных процессов и стендовые испытания промышленных образцов позволило с необходимой научной глубиной провести поэлементные исследования проточной части компрессора и идентифицировать расчетные модели.

4. Авторская методика расчета коэффициента теоретического напора на основе схемы течения «струя-след» с определением ширины зоны отрыва по результатам расчета распределения скоростей в решетке и параметров пограничного слоя, по сравнению с имеющимися, применима для осеради-альных полуоткрытых рабочих колес с произвольной геометрией выхода лопаток и хорошо согласуется с опытными данными.

5. Расчетные исследования, выполненные в соответствии с разработанной методикой расчета потерь в осевом зазоре между рабочим колесом и корпусом, качественно совпали с экспериментальными в интервале значений <?/62 =0,015.0,126. В диапазоне от <5=0,05 до 5 =0,126 падение к.п.д. рабочего колеса значительное и составляет 3.4%, причем большим величинам осевого зазора соответствует большая скорость падения параметров. Оптимальный зазор определяется значениями 5 =0,04.0,06. Результаты модельного эксперимента хорошо согласуются с результатами физического. Падение к.п.д. рабочего колеса более интенсивное, чем падение коэффициента теоретического напора, что говорит об увеличении коэффициента потерь с ростом низкоэнергетических зон. Созданная на базе расчетной модели с использованием результатов физического и модельного экспериментов математическая модель потерь в осевом зазоре учитывает влияние вращения рабочего колеса и кривизну канала, количественно совпадает с опытными данными и реально используется в промышленности.

6. Созданные в результате оптимизации конструкции проточных частей высокоэффективных осерадиальных полуоткрытых базовых рабочих колес использованы для построения параметрических рядов турбокомпрессоров в диапазонах значений параметров: коэффициент расхода Фр =0,06.0,1; коэффициент теоретического напора ^т=0,7.0,9; потоковая диффузор-ность =1,2. 1,4. Определено, что эффективность рабочего колеса зависит от аэродинамического совершенства лопаточной решетки и влияния газодинамических, геометрических и режимных параметров. В частности: при задании распределения нагрузки невязкого потока по лопаткам рабочего колеса большую нагрузку необходимо сосредоточить в радиальной части, а в осевой части желательно сместить увеличение нагрузки ко входу, чтобы уменьшить скорость потока при переходе из осевого направления в радиальное; при формировании меридионального контура рабочего колеса желательно иметь развитый в осевом направлении вращающий направляющий аппарат до значения 10 =0,3.0,35 и плавную конфигурацию периферийной линии с возможно большим радиусом кривизны, что позволяет существенно снизить уровень скоростей в межлопаточном канале; с учетом баланса между профильными потерями и потерями на ограничивающих поверхностях и уровня относительной скорости на входе рабочего колеса общие потери минимальны в окрестности Фр=0,08; с учетом баланса между уровнем напорности колеса и уравнением профильных потерь можно принять у/ТРОПТ=0,78.0,8; с учетом баланса между уровнем профильных потерь и последующих потерь в неподвижных элементах оптимальный интервал значений потоковой диффузорности w,/w2=l,2.1,4. Использование рекомендуемой оптимизации позволяет получить значения к.п.д. г]'Пп 2 =0,93. 0,94.

7. Сформирован атлас экспериментальных характеристик двухзвенных ступеней турбонаддува с безлопаточными диффузорами в диапазонах значений: Фр =0,06.0,1; у/т=0,7.0,9; w,/w2=l,2.1,4; М„ =0,6. .0,78; Д=1,6.1,8; ft, =0,92.0,94; г;^ =0,87.0,88. Определено, что уменьшение потоковой диффузорности в рабочем колесе ниже wxlw2-1,3 уменьшает потери в колесе, но увеличивает потери в безлопаточном диффузоре. С учетом баланса между ростом коэффициентов потерь в безлопаточном диффузоре и повышением коэффициента восстановления статического давления определен оптимум радиальной протяженности диффузора, составляющий значения Z)4=l,6.1,7. При этом обеспечивается высокая эффективность характеристик ступеней: коэффициент зоны экономичной работы КАфр =0,46. .0,49; коэффициент ширины зоны устойчивой работы

КАФ =0,81.0,83; коэффициент крутизны правой ветки характеристики Кф =0,64. 0,65.

8. Сравнение опытных и расчетных данных показало применимость для практического использования разработанной методики расчета характеристики лопаточного диффузора по задаваемому экспериментальному входному профилю скорости, позволяющей получить профиль скорости на выходе диффузора, разделять потери на виды, учитывать неравномерность потока по ширине канала и окружности.

9. Расчетные и экспериментальные исследования ступеней компрессора турбонаддува с лопаточными диффузорами показали, что в области работы высоконапорных у/т =0,7.0,8 и высокорасходных Фр =0,08.0,09 транспортных агрегатов в условиях повышенных чисел Маха Ми=1.Л,2 целесообразно использовать лопаточные диффузоры, позволяющие значительно снизить габарит турбокомпрессора до Д,=1,3. 1,4 и имеющие эффективность в окрестности расчетной точки не ниже безлопаточных диффузоров. При этом, эффективная работа на неноминальных режимах может быть обеспечена рациональным распределением нагрузки по лопаткам диффузора: отсутствие или минимальный пик скорости на входе 10 =0,22.0,25 задней стороны с последующим безотрывным замедлением и максимальным смещением точки отрыва на передней стороне к выходу, выбором густоты решетки в интервале i!t= 2.2,3, увеличением ширины диффузора на выходе до bjb3=1,1. 1,3, ограничением углов атаки на входе в диффузор значениями г <7.10° для предотвращения сильных нестационарных возмущений и равномерной подачи воздуха в цилиндры дизеля.

10.Экспериментальное исследование работы турбокомпрессоров наддува при повышенных значениях давлений наддува и чисел Маха показало, что при М =0,7. 0,8 имеется сильное влияние сжимаемости воздуха, происходит деформация треугольника скоростей, эффективность работы компрессорной ступени определяется согласованностью всех элементов, особенно при пониженной реактивности рабочего колеса. В этой связи рекомендуется увеличивать перед лопаточным диффузором безлопаточный участок до значения Д=1,12. 1,15.

11.Успешно внедрена на многих предприятиях отрасли методика проектирования проточной части компрессора турбонаддува транспортного дизеля, непосредственно определяющая технологию проектных работ в условиях промышленных предприятий и организаций.

12.Успешно внедрена на предприятиях Санкт-Петербурга технология изготовления осерадиальных полуоткрытых рабочих колес с повышенной густотой решетки на входе, включающая разработанный метод линейчатых поверхностей для аналитического описания формы лопаток пространственного вращающего направляющего аппарата и основные технологические принципы движения режущего инструмента многокоординатного фрезерного станка с ЧПУ.

13.Создан ряд турбокомпрессоров наддува 4-го поколения транспортных дизелей, включающий модернизированные конструкции и образцы с абсолютной принципиальной новизной, реально внедренный на промышленных предприятиях России, в том числе используемый для комплектации транспортный дизель зарубежного производства и имеющий эффективность компрессоров ^=0,82. 0,84.

14.Разработка высокоэффективных турбокомпрессоров наддува позволила значительно улучшить характеристики самого транспортного дизеля. Сравнительные погрузочные характеристики дизеля PC 2-5 с турбокомпрессорами ТК 35В-08, ТК 41В-08 и NA-34 фирмы MAN (ФРГ) показали, что удельный расход топлива дизеля с разработанным турбокомпрессором ТК 35В-08 на 3.4 г/кВт-час. ниже по отношению к отечественному аналогу и на 1.2 г/кВт-час. ниже по отношению к зарубежному аналогу на максимальных режимах. Кроме того, дизели с модернизированными турбокомпрессорами с большей напорностью и к.п.д. имеют дымность отработавших газов на 8. .10% ниже на режиме полной мощности.

15.Экономическая эффективность внедрения выполненных разработок составила около 50 млн. руб.

1. Абрамович Г.Н. Прикладная газовая динамика. М.: Наука, 1976. - 888 с.

2. Адлер Д., Кримерман И. Применимость теории невязкого дозвукового течения к реальному течению в рабочем колесе центробежного компрессора. Теоретические основы инженерных расчётов, 1980. - №1. -С. 148-204.

3. Анимов Ю.А., Бородин Ю.С., Голощапов А.А. Влияние конструктивных особенностей воздухозаборного устройства на характеристики компрессора наддува транспортного ДВС. // Двигателестроение, 1996. -№1. С. 59-61.

4. Артёмов Г.А. и др. Системы судовых энергетических установок. Л.: Судостроение, 1980. - 320 с.

5. Афанасьев Б.В., Дроздов Ю.В., Лунёв А.Т. и др. Методы исследования многовальных многоступенчатых компрессоров с помощью математической модели в процессе проектирования. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. -№ 1. С. 21-23.

6. Афанасьев Д.М., Ледовская Н.Н., Огарко Н.И., Орехов И.К. Экспериментально-расчетное исследование структуры потока в периферийномсечении рабочего колеса центробежного компрессора. // Компрессорная техника и пневматика, 1996. №10-11. - С. 18-22.

7. Бабичев М.С. Изготовление радиально-осевых колёс с лопатками объёмной кривизны. // Химическое и нефтяное машиностроение, 1981. №8. -С. 31-33.

8. Балье О. Исследование течения и потерь в центробежных компрессорах. // Энергетические машины и установки, 1970. № 3. - С. 72-97.

9. Баренбойм А., Морозюк Л., Морозюк Т. Совершенствование центробежных компрессоров на основе гидродинамической теории решёток. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 2. - С. 17-18.

10. Батурин С.А. Физические основы и математическое моделирование процессов результирующего сажевыделения и теплового излучения в дизелях: Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук.-Л., 1982.-435 с.

11. Бекиев B.C., Богданов В.Н. Неравномерность параметров потока по ширине проточной части на выходе из рабочего колеса центробежного компрессора. // Компрессорная техника и пневматика, 1996. № 10-11. -С. 15-17.

12. Бондарь В.Н., Малоземов А.А. Технический уровень, состояние производства и перспективы развития дизельных двигателей для промышленных тракторов в Российской Федерации: Труды международной НТК

13. Актуальные проблемы теории и практики современного двигателе-строения». Челябинск, 2003. - С. 20-22.

14. Бордуков В.Т. Отечественное дизелестроение. // Двигателестроение, 1993.-№1-2.-С. 4-7.

15. Бордуков В.Т., Власов Л.И., Новиков Л.А. Повышение экологической чистоты эксплуатируемых промышленных тепловозов. Отчет ЦНИДИ. -СПб, 1997.-88 с.

16. Бредшоу П. Введение в турбулентность и её измерение. М.: Мир, 1974. -278 с.

17. Брук М.А., Виксман А.С., Левин Г.Х. Работа дизеля в нестандартных условиях. Л., Машиностроение, 1981. - 208 с.

18. Булеев Н.И. Пространственная модель турбулентного обмена. М.: Наука, 1989.-400 с.

19. Бунов В.М., Бунова Е.В. Метод комплексной оценки и прогнозирования основных показателей рабочего цикла дизеля: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигате-лестроения». Челябинск, 2003. - С. 163-166.

20. Бухарин Н.Н. Моделирование характеристик центробежных компрессоров. -Л.: Машиностроение, 1983. 214 с.

21. Бывшев Ю.В., Горбунов А.И., Загородников А.Г., Поздеев Л.А., Щербинин В.Н. Влияние формы лопаток колеса на эффективность центробежного компрессора. // Двигателестроение, 1991. №8-9. - С. 39-42.

22. Взоров Б.А., Адамович А.В., Арабян А.Г. и др. Тракторные дизели: Справочник. / Под общ. ред. Б.А. Взорова. М.: Машиностроение, 1981.

23. Виршубский И.М., Рекстин Ф.С., Шквар А .Я. Вихревые компрессоры. -Л.: Машиностроение, 1988.-271 с.

24. Воинов А.Н. Сгорание в быстроходных поршневых двигателях. Изд-е 2 перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1977. - 277 с.

25. Вырубов Д.Н., Иващенко Н.А., Ивин В.И. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей. М.: Машиностроение, 1983. - 372 с.

26. Вячкилев О.А., Лунёв А.Т., Дроздов Ю.В. Система проектирования проточной части центробежных компрессоров. Проектирование и исследование компрессорных машин. Вып. 4. Казань, 1999.

27. Гад ель - Хак. Методы визуализации нестационарных течений: обзор. // Современное машиностроение, 1989. - № 5. - С. 164-179.

28. Галёркин Ю.Б. К оценке некоторых методов измерения и расчёта газодинамических характеристик модельных ступеней и нагнетателей природного газа. // Компрессорная техника и пневматика, 2001. № 2.

29. Галёркин Ю.Б. Экспериментальные исследования и развитие методов проектирования, основанных на анализе пространственного потока: Труды научной школы компрессоростроения СПбГТУ. НПК СПбГТУ, 2000.

30. Галёркин Ю.Б., Прокофьев А.Ю. Оценка эффективности нагнетателей природного газа с помощью разного рода КПД при заводских испытаниях. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 2. - С. 23-25.

31. Галёркин Ю.Б., Рекстин Ф.С. Методы исследования центробежных компрессорных машин. Л.: Машиностроение, 1969. - 303 с.

32. Галёркин Ю.Б., Селезнёв К.П. Визуализация характерных зон течения в элементах проточной части центробежных компрессоров с помощью напыления мелкодисперсного твёрдого красителя. // Энергомашиностроение, 1980,-№5.-С. 3-4.

33. Гатауллин Н.А., Гафуров Г.Г., Галеев А.Х. и др. Малоразмерные автотракторные турбокомпрессоры. Разработка ОАО «КАМАЗ», 2003.

34. Гладков О.А., Лерман Е.Ю. Создание малотоксичных дизелей речных судов. Л., Судостроение, 1990. - 112 с.

35. Глушков Б.К., Селянская Е.Л., Касьянов С.В. Методические вопросы обработки результатов газодинамических испытаний нагнетателей и СПЧ на воздухе и природном газе. // Компрессорная техника и пневматика, 2002.-№ 8.-С. 30-32.

36. Говорущенко Н.Я. Экономия топлива и снижение токсичности на автомобильном транспорте. -М.: Транспорт, 1990. 135 с.

37. Гофлин А.П., Шилов В.Д. Судовые компрессорные машины. JL: Судостроение, 1977. - 272 с.

38. Гуревич Я.А. Дизели ОАО «Турбомоторный завод» и перспективы их применения: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения». Челябинск, 2003. -С. 25-29.

39. Дейч М.Е. Техническая газодинамика. М.: Энергия, 1974. - 592 с.

40. Дейч Р.С., Иовлев В.Н., Циплёнкин Г.Е. Характерные черты конструкции современного турбокомпрессора. // Двигателестроение, 2001. № 1. -С. 15-17.

41. Ден Г.Н. Механика потока в центробежных компрессорах. Л.: Машиностроение, 1973. - 272 с.

42. Дехович Д.А. Выбор наружного диаметра входа колеса компрессора. // Двигателестроение, 1982. № 4. - С. 22-23.

43. Джонсон М, Мур Ю. Потери при смешении вторичных потоков в рабочем колесе центробежного компрессора. // Энергетические машины и установки, 1983.-№ 1.-С. 18-19.

44. Джонсон М, Мур Ю. Развитие срывных зон в межлопаточных каналах центробежного колеса. // Энергетические машины и установки, 1980. -№2.-С. 123-133.

45. Джонстон Д., Дин Р. Потери в безлопаточных диффузорах центробежных компрессоров и насосов. // Энергетические машины и установки, 1966. -№ 1.-е. 54-70.

46. Джонстон Д. Метод визуализации воздушного потока с помощью следов на стенках вращающихся поверхностей. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1964. № 4.

47. Джонстон Д. Подавление турбулентности в течениях со сдвигом во вращающихся системах. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1973.-№2.-С. 131-140.

48. Джонстон, Эйд. Турбулентный пограничный слой на лопатках центробежного компрессора. Расчёт эффектов кривизны поверхности и вращения. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1978. №3. -С. 139-147.

49. Дизели: Справочник. Изд-е 3 перераб. и доп. // Под общ. ред. В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, JT.K. Коллерова. Д.: Машиностроение. Ленигр. отд-ние, 1977. - 480 с.

50. Диксон С. Механика жидкости и газов. Термодинамика турбомашин. / Перевод с английского. М.: Машиностроение, 1981.-213 с.

51. Добродеев В.П., Добродеев А.В. Термогазодинамический расчёт малорасходных центробежных компрессоров высокого давления с учётом тепловых потоков по корпусам и диафрагмам. // Компрессорная техника и пневматика, 2002.-№ з. С. 14-15.

52. Дорфман JI.A. Численные методы в газодинамике турбомашин. Д.: Энергия, 1974.-272 с.

53. Дружинин П.В., Радченко В.А. Совершенствование характеристик дизель-электрических установок в системах автономного энергообеспечения. СПб.: ВИТУ, 2003. - 366 с.

54. Дэвис. Расчет трехмерного пограничного слоя на неподвижных ограничивающих стенках центробежных турбомашин. // Теоретические основы инженерных расчетов, 1970. № 3. - С. 202-216.

55. Елгаев О.Н., Гаврилов А.А. Биологическая безопасность эксплуатации двигателей внутреннего сгорания: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения».- Челябинск, 2003. С. 187-189.

56. Елизаров A.M., Ильинский Н.Б., Поташев А.В. Обратные краевые задачи аэрогидродинамики. М.: Наука, 1994. - 436 с.

57. Ефимов С.И., Иващенко Н.А., Ивин В.И. и др. Двигатели внутреннего сгорания: Системы поршневых и комбинированных двигателей. / Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. Изд-е 3 перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1985. 456 с.

58. Ждановский Н.С., Николаенко А.В. Надёжность и долговечность автотракторных двигателей. Л.: Колос, 1981. - 295 с.

59. Журавлёв Ю.И. Принципы расчёта одноступенчатых нагнетателей природного газа мощностью 6.25 МВт. // Компрессорная техника и пневматика 2002.-№ 12. С. 10-15.

60. Захаров Л.А. Повышение технико-экономических показателей бензиновых двигателей: Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук. Н. Новгород: НГТУ, 2000. - 398 с.

61. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.: Машиностроение, 1975. - 559 с.

62. Измайлов Р.А. Нестационарные аэродинамические процессы в центробежных компрессорах: Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук. Л.: 1987.

63. Иноуэ, Компти. Экспериментальное исследование потока, выходящего из центробежного рабочего колеса в безлопаточный и лопаточный диффузоры. // Энергетические машины и установки, 1984. №2. - С. 80-93.

64. Иноуэ. Радиальные безлопаточные диффузоры. Перепроверка теорий Дина Сену и Джонетона - Дина. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1983. - № 1. - С. 108-114.

65. Иноуэ. Экспериментальное исследование перетекания газа через радиальный зазор в осевом компрессоре. // Энергетические машины и установки, 1986.-№ 1. С. 6-14.

66. Иншаков А.П., Левцев А.П. Моделирование динамических процессов в турбокомпрессоре тракторного дизеля. // Тракторы и сельскохозяйственные машины, 2001. № 8. - С. 12-14.

67. Исида, Сену. Потери давления из-за концевого зазора в центробежных воздуходувках. // Энергетические машины и установки, 1981. №2. -С. 16-18.

68. Каминский В.Н. Турбонаддув путь к повышению технико-экономических и экологических параметров тракторных и комбайновых двигателей. Тракторы и сельскохозяйственные машины, 2001. — № 4. -С. 8-11.

69. Кампсти Н. Аэродинамика компрессоров. М.: Мир, 2000. - 688 с.

70. Козлов С.И., Погодин С.И. Аналитический способ задания характеристик компрессоров и турбин комбинированных двигателей. // Двигателе-строение, 1982. № 4. - С. 24-26.

71. Костин А.К., Пугачёв Б.П., Кочинев Ю.Ю. Работа дизелей в условиях эксплуатации. Л.: Машиностроение, 1989. - 284 с.

72. Костин А.К., Ермекбаев К.Б. Эксплуатационные режимы автотракторных дизелей. Алма-Ата: Наука, 1988. - 192 с.

73. Косуге, Ито, Наканиси. Исследование условий возникновения срыва потока и помпажа в центробежных компрессорах. // Энергетические машины и установки, 1982. № 4. - С. 65-70.

74. Крейн. Метод автоматизированного проектирования рабочих колёс центробежных компрессоров. // Энергетические машины и установки, 1984. № 2. - С. 108-115.

75. Крутов В.И. Автоматическое регулирование и управление двигателем внутреннего сгорания. М., Машиностроение, 1989. - 416 с.

76. Кукис B.C., Хасанова M.J1. Повышение экологической безопасности двигателей мобильной техники. Проблемы проектирования, строительства и эксплуатации автомобильных дорог. В сб. Науч. тр. МАДИ (ГТУ). -М., 2001.-С. 130-132.

77. Кульчицкий А.Р. Токсичность автомобильных и тракторных двигателей: Учебное пособие. Владимир: Владим. гос. ун-т, 2000. - 256 с.

78. Лазарев Е.А. Основные принципы, методы и эффективность средств совершенствования процесса сгорания топлива для повышения технического уровня тракторных дизелей. Челябинск: изд-во ЮУрГУ, 1995. -360 с.

79. Ландау Л.Д., Лифшиц Е.М. Гидродинамика. М.: Наука, 1986. - 736 с.

80. Лебедев С.В., Решетов В.И., Лебедева Г.В. Формирование рационального поля технических характеристик дизелей унифицированного типоразмера. // Двигателестроение, 2002. № 4. - С. 18-22.

81. Ледовская Н.Н. Ячеистые структуры в каналах диффузоров. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 12. - С. 4-9.

82. Либерфорт Г.Б. Судовые двигатели и окружающая среда. Л.: Судостроение, 1979. - 144 с.

83. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. М.: Наука, 1987. - 840 с.

84. Малашкин О.М. Технический уровень и тенденции развития конструкций тракторных двигателей. // Тракторы и сельскохозяйственные машины, 1970.-№4.-С. 15-16.

85. Масимо, Ватанабе, Арига. Влияние перетекания жидкости на характеристики центробежного компрессора. // Энергетические машины и установки, 1979. № 3. - С. 37-43.

86. Матиевский Д.Д., Дудкин В.И., Батурин С.А. Участие сажи в рабочем цикле дизеля и индикаторный КПД. // Двигателестроение, 1983. — № 3. — С. 54-56.

87. Металликов С.Н., Бывшев Ю.В., Горбунов А.И., Буев В.А. Влияние торцевого зазора на параметры центробежного компрессора. // Двигателестроение, 1979. № 12. - С. 24-26.

88. Методические указания по проведению теплотехнических и газодинамических расчётов при испытаниях газотурбинных газоперекачивающих агрегатов. -М.: ВНИИГАЗ, 1999.

89. Мун-чанг Чой, Дае-сунг Ванг, Кванг-ха Су и др. Коммерческая разработка небольшого высокооборотного центробежного компрессора. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 11. - С. 2-5.

90. Мур. Оценка характеристик рабочего колеса центробежного компрессора по результатам расчёта пространственного течения вязкой жидкости. // Энергетические машины и установки, 1984. № 2. - С. 100-108.

91. Мурзин B.C. Направления совершенствования транспортных двигателей: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения». Челябинск, 2003. - С. 45-46.

92. Нечаев Л.В. Показатели работы топливной аппаратуры и рабочего процесса дизелей типа 6 ЧН 15/18 при их форсировании до

93. Ре 1,05-1,15 МПа: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения». - Челябинск, 2003. -С. 124-128.

94. Николаенко А.В. Координация научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ в области диагностики двигателей. II Двигателе-строение, 1985. -№ 8.

95. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотранспортных двигателей. М.: Колос, 1984. - 335 с.

96. Николаенко А.В., Ложкин В.Н. Экологические проблемы автомобильного транспорта в России и пути их решения. // Двигателестроение, 2002. -№4.-С. 31-33.

97. Николаенко А.В., Шкрабак B.C., Моргулис-Якушев В.Ю., Басов Ф.Х. Сравнительный анализ эффективности установки газотурбинных двигателей на мощные сельскохозяйственные тракторы. // Двигателестроение, 1987. -№ 10.

98. Николаенко А.В., Шкрабак B.C., Зуев В.П. История теплоэнергетики. -СПб.: СПБГАУ, 1998. 239 с.

99. Новоселов А.Л., Новоселов С.В., Мельберт А.А., Унгефук А.В. Снижение токсичности автотракторных дизелей: Учебное пособие. Барнаул: АлтГТУ им. И.И. Ползунова, 1996. - 123 с.

100. Ноткина И.М., Стрижак Л.Я. Повышение эффективности безлопаточных диффузоров малорасходных центробежных компрессорных ступеней на основе анализа вязкого трехмерного потока. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 10. - С. 20-25.

101. Обзор докладов по наддуву и турбокомпрессорам. Конгресс CIMAC. Копенгаген. 1998. // Двигателестроение, 1998. -№ 4. С. 42-45.

102. ПО.Огарко Н.И. Влияние торцевого зазора в полуоткрытом рабочем колесе на параметры центробежной ступени при различном профилировании лопаток. // Компрессорная техника и пневматика, 1996. № 10-11. -С. 23-28.

103. Орлин А.С., Круглов М.Г. и др. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей. М.: Машиностроение, 1983.-375 с.

104. Памприн. Аэродинамика малогабаритных компрессоров и вентиляторов. // Энергетические машины и установки, 1973. № 3. - С. 125-132.

105. Памприн. Метод расчёта загромождения колёс центробежных компрессоров. // Энергетические машины и установки, 1981. № 4. - С. 97-107.

106. Пандия, Лакшиминараяна. Исследование структуры потока в области радиального зазора внутри и на выходе из межлопаточного канала рабочего колеса компрессора. Часть 1 и 2. // Энергетические машины и установки, 1983.-№ 1.-С. 11-16.

107. Петриченко P.M. Физические основы внутрицилиндровых процессов в двигателях внутреннего сгорания: Учебное пособие. Л.: Изд-во Ле-нингр. Ун-та, 1983. - 274 с.

108. Петровский Н.В. Режимы работы судовых двигателей. М., Морской транспорт, 1953. - 152 с.

109. Пирогов A.M., Стативкин Г.П., Янчеленко В.А. Проблемы и перспективы создания малотоксичных дизелей. // Двигателестроение, 1993. № 1-2.-С. 49-54.

110. Поветкин Г.М., Васильев М.С., Азбель А.Б. и др. Исследование эффективности работы тракторного двигателя с турбонаддувом на переходных режимах. // Тракторы и сельскохозяйственные машины, 1988. № 12. -С. 14-16.

111. Погодин С.И. Рабочие процессы транспортных турбопоршневых двигателей. М.: Машиностроение, 1978. - 311 с.

112. Преображенский В.П. Теплотехнические измерения и приборы. М.: Энергия, 1978.-702 с.

113. Пугачев Л.И. Развитие легких быстроходных транспортных дизелей. // Двигателестроение, 1993. № 1-2. - С. 29-33.

114. Пфляйдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. М.: Машгиз, 1960.-683 с.

115. Разработка и исследование центробежных компрессорных ступеней для высоких давлений наддува. Отчёт 306740/ЛПИ. 1989. - 252 с.

116. Раухман Б.С. Расчёт обтекания несжимаемой жидкостью решёток профилей на осесимметричной поверхности тока в слое переменной толщины. //Известия АН СССР, МЖГ, 1971. -№ 1. -С. 83-89.

117. Рей. Д., Макмейнл Д. Тепловые насосы. / Пер. с англ. М.: Энергоиздат, 1982.-224 с.

118. Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины. Л.: Машиностроение, 1981.- 350 с.

119. Роджерс. Зависимость срывных режимов течения в центробежном колесе от коэффициентов торможения. // Энергетические машины и установки, 1978,-№4.-С 116-131.

120. Роджерс. Эксперименты с моделью свободно-вращающегося безлопаточного диффузора. // Энергетические машины и установки, 1975. № 2.

121. Сальников B.C. К расчёту осесимметричного потока газа в турбомаши-нах. В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М.: Машиностроение, 1972. - Вып. 6. - С. 25-48.

122. Сафин А.Х. Стандарты и нормы Американского Нефтяного Института (API) в области нефтегазового оборудования и установок. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 9. - С. 24-28.

123. Сафин А.Х. Тенденции в технико-экономической структуре производства и развитии компрессорного оборудования. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 2. - С. 4-9.

124. Селезнёв К.П., Галёркин Ю.Б. Теория и расчёт турбокомпрессоров. Л.: Машиностроение, 1986.-390 с.

125. Селезнёв К.П., Галёркин Ю.Б. Центробежные компрессоры. Л.: Машиностроение, 1982.-271 с.

126. Селезнёв К.П., Галёркин Ю.Б., Зуев А.В. Некоторые результаты исследования высокорасходных колёс центробежных компрессоров с цилиндрическими и пространственными лопатками. // Энергомашиностроение, 1977.-№ 12.-С. 14-16.

127. Селезнёв К.П., Галёркин Ю.Б., Попова Е.Ю. Упрощённая математическая модель потерь в центробежной компрессорной ступени. В сб. Теплообмен в энергетических установках и повышение эффективности их работы. Воронеж: ВПИ, 1988. - С. 76-84.

128. Селезнёв К.П., Савин Б.Н. Основы применения САПР в компрессоро-строении.-Л.: ЛПИ, 1986.- 81 с.

129. Селезнёв К.П., Савин Б.Н., Савина Л.В., Биба Ю.И. Система автоматизированного проектирования проточной части одноступенчатого центробежного компрессора. // Энергетика, 1991. № 1. -С. 54-58.

130. Селезнёв К.П., Стрижак Л.Я. О некоторых проблемах термогазодинамики центробежных компрессоров высокого давления. // Изв. Вузов. Машиностроение, 1993. -№ 7-9.

131. Семенов В.М., Власенко В.Н. Трактор. М.: Агрономиздат, 1989. -352 с.

132. Сену, Исида. Потери давления, обусловленные концевым зазором. // Энергетические машины и установки, 1986. № 1. - С. 33-39.

133. Сену, Исида. Улучшение характеристик компрессоров, обусловленные концевым зазором лопаток центробежных рабочих колес. // Энергетические машины и установки, 1988. № 1. - С. 100-107.

134. Сену, Хаями и др. Экспериментальное исследование течения в сверзву-ковом центробежном рабочем колесе. // Энергетические машины и установки, 1979.-№ 1.-С. 36-45.

135. Сену, Ямагути, Ниши. Визуальное исследование пространственного течения в центробежном компрессоре. // Энергетические машины и установки, 1968.-№3,-С. 26-35.

136. Симонов A.M. Разработка проточной части ступеней центробежных компрессоров с осерадиальными рабочими колёсами. // Химическое и нефтяное машиностроение, 1987. № 10. - С. 4-7.

137. Симонов A.M., Россель В.В., Гнездилов С.М. Исследование эффективности лопаточных диффузоров унифицированных высоконагюрных центробежных нагнетателей. // Компрессорная техника и пневматика. -С. 38-40.

138. Симеон А.Э., Каминский В.Н., Моргулис Ю.Б. и др. Турбонаддув высокооборотных дизелей. М.: Машиностроение, 1976. - 288 с.

139. Скубачевский Г.С. Авиационные и газотурбинные двигатели. М.: Машиностроение, 1969. - 543 с.

140. Степанов Г.Ю. Гидродинамика решёток турбомашин. М.: Физмашгиз, 1962.-512 с.

141. Стрижак Л.Я., Суслина И.П. Исследование безлопаточных диффузоров: Труды научной школы компрессоростроения СПбГТУ. НПК СПбГТУ, 2000.

142. Техническая документация на турбокомпрессор ТКР 23Н-2Б АО «Звезда». 1997.

143. Траупель В. Тепловые турбомашины. Т 1. М.: Госэнергоиздат, 1961. -343 е.; Т. 2. - М.: Госэнергоиздат, 1963. - 360 с.

144. Тузов Л.В., Недошивин А.И. Дизелизация речного флота России. // Двигателестроение, 1993. № 1-2. - С. 43-46.

145. Турбокомпрессоры для наддува дизелей: Справочное пособие. Л.: Машиностроение, 1975. - 200 с.

146. Тучина И.А., Митрофанов В.П. Исследование течения в рабочих колёсах центробежных компрессоров в относительном движении методом визуализации: Труды научной школы компрессоростроения СПбГТУ. НПК СПбГТУ, 2000.

147. Уваров В.В. Газовые турбины и газотурбинные двигатели. М.: Высшая школа, 1970.-319 с.

148. Федяевский К.К., Гиневский А.С., Колесников А.В. Расчёт турбулентного пограничного слоя несжимаемой жидкости. Л.: Судостроение, 1973. -256 с.

149. Фибрикант Н.Я. Аэродинамика: Общий курс. М.: Наука, 1964. - 814 с.

150. Ха. Численное моделирование вторичных течений и перетеканий через радиальный зазор в изолированном рабочем колесе осевого компрессора. // Энергетические машины и установки, 1986. № 1. - С. 14-21.

151. Ханин Н.С., Аболтин Э.В., Лямцев и др. Автомобильные двигатели с турбонаддувом. М.: Машиностроение, 1991. - 336 с.

152. Харада. Рабочие характеристики открытых и закрытых рабочих колёс центробежного компрессора. // Энергетические машины и установки, 1985.-№2.-С. 179-185.

153. Хаями, Сену, Узки. Экспериментальное исследование течения во входном участке центробежного компрессора с помощью лазерного измерителя скорости. // Энергетические машины и установки, 1985. № 2. -С. 185-192.

154. Холщевников К.В. Теория и расчёт авиационных лопаточных машин. -М.: Машиностроение, 1970. 609 с.

155. Циплёнкин Г.Е., Дейч Р.С. Обзор докладов по турбокомпрессорам. Конгресс CIMAC. Гамбург. 2001. // Двигателестроение, 2001. № 4. - С. 5559.; 2002. - № 1. - С. 30-31.; 2002. -№ 2. - С. 43-46.

156. Циплёнкин Г.Е., Дейч Р.С. Размеры и массы турбокомпрессоров для наддува дизелей. // Двигателестроение, 1983. № 4. - С. 46-48.

157. Численные методы в динамике жидкостей. / Пер. с англ. М.: Мир, 1981.-407 с.

158. Шелков С.М., Коробков Ю.П., Алейников С.К., Алыниц Л.Г. Развитие производства малооборотных судовых дизелей по лицензии «МАН -БиВ» на Брянском машиностроительном заводе. // Двигателестроение, 1993.-№ 1-2.-С. 26-29.

159. Шкарбуль С.Н., Жарковский А.А. Метод расчета пространственного пограничного слоя и к.п.д. для вращающегося рабочего колеса: расчет на лопастях и в низкоэнергетической области. // Компрессорная техника и пневматика, 1994.-№3. С. 27-31.

160. Шкарбуль С.Н., Жарковский А.А. Гидродинамика потока в рабочих колесах центробежных турбомашин. СПб.: СПбГТУ, 1996. - 356 с.

161. Шкарбуль С.Н. Исследование пространственных течений вязкой жидкости в рабочих колёсах центробежных компрессоров. Диссертацияна соискание ученой степени доктора технических наук. Л.: ЛПИ им. М.И. Калинина, 1974.

162. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя. М.: Наука, 1969. - 742 с.

163. Шнепп В.Б. Конструкция и расчёт центробежных компрессорных машин. М.: Машиностроение, 1995. - 240 с.

164. Щуровский В.А., Синицын Н.С. Опыт применения международных стандартов при испытаниях компрессоров природных газов. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 6.

165. Эккардт. Мгновенные измерения в выходящем из рабочего колеса центробежного компрессора потока типа «струя-след». // Энергетические машины и установки, 1975. № 3. - С. 38-49.

166. Эккардт. Подробное исследование течения в высокоскоростном рабочем колесе центробежного компрессора. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1976. № 3. - С. 156-172.

167. Эккерт Б. Осевые и центробежные компрессоры. М.: Машгиз, 1959. - 679 с.

168. Янсен В. Вращающийся срыв потока в радиальном безлопаточном диффузоре. // Теоретические основы инженерных расчетов, 1964. № 4.

169. ABB Turbocharger TPL.—В for 2-stroke engines. Product Information, 2000.

170. Acceptance and Performance Test on Turbo compressors and Displacement Compressors. Test Procedure and Comparison with Guaranteed Values. VDI 2045. 1993.

171. Adler D, Krimerman Y. On the relevance of inviscid subsonic flow calculations to real centrifugal impellers flow. Transactions of ASME. Journal of Fluids Engineering, 1980, vol № 102, № 1, 78 - 84 pp.

172. Brun K., Kurz R. Measurement uncertainties encountered during gas turbine driven compressor field testing // ASME paper 98 GT - 1. 1998.

173. Came P. The development, application and experimental evaluation of a design procedure for centrifugal compressors. Proc. Inst. Mesh Engrs - 1978, vol 192, pp. 49-67.

174. Casey M.V. 1983 A computational geometry for the blades and internal flow channels of centrifugal compressor. Trans ASME Journal of Engineering for Power 105: 288-95.

175. Casey M.V. 1986 Centrifugal compressor performance at design and off design. Proc. Institute of Refrigeration.

176. Centrifugal Compressors for Petroleum, Chemical, and Gas Service Industries, API Standard 617, sixth edition. 1995.

177. Czerny L., Klotz H., Schmidt U. «Advanced turbochargers for highperfor-mance turbocharging systems».CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 312—-320.

178. Czerny L., Klotz H., Schmidt U. «Advanced turbochargers for highperfor-mance turbocharging systems».Diesel and Gas Turbine Worldwide Catalog, 2000.

179. Dean R С 1971 On the unresolved fluid dynamics of the centrifugal compressor. In Dean R С (ed) Advanced Centrifugal Compressors. ASME. ch 1.

180. Dean R C, Senoo Y 1960 Rotating wakes in vaneless diffusers. Trans ASME Journal of Basic Engineering 82: 563 -74.

181. Eckardt D. Analysis of the unsteady vet wake flow at centrifugal compressor discharge. Zeszyty naukowe politechniki Lodzkies, 1979, № 349, pp. 93 -106.

182. Eckardt D 1979 Jet-Wake mixing in the diffuser entry region of a high speed centrifugal compressor. Joint Symposium on Design of Fluid Machinery 1: 301 -20 IAHR/ASME/ASCE.

183. HaucisenV., StoverinkR. «TPL—the reable turbocharger platform». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 459-466.

184. Heyes F.J.G. and Myszko M. The use of computational fluid dynamics in the design of. Turbochargers using the Napier 297 as a case study. CIMAC, Copenhagen 1998, v. 4. 1017—1028.

185. Higashimori H., Ibaraki S. and Mikogami T. Flow study on a centrifugal compressor impeller for turbocharger / CIMAC, Copenhagen 1998, v. 4, p. 1007—1016.

186. Hirsch C, Denton J D 1981 Throughflow calculations in axial turbomachin-ery. AGARD AR 175.

187. Hirsch C, Warzee G 1979 An integrated quasi 3D finite element calculation program for turbomachinery flows. Trans ASME Journal of Engineering for Power 101: 141-8.

188. Hunziker R., Jacoby P. «А new series of small turbochargcr for high flow rates and high pressure rations» CIMAC 2001, Hamburg, v. 2,321—331.

189. Ibaraki S. «Flow investigation of transonic centrifugal compressor for turbo-charger». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 339—346.

190. Jansen W, Moffaty W С 1967 The off-design analysis flow compressors. Trans ASME Journal of Engineering for Power 89: 453 62.

191. Japikse D 1987 A critical evaluation of three centrifugal compressors with pedigree data sets, Part 5 Studies in component performance. Trans ASME Journal of Turbomachinery 104: 1-9.

192. Jennions I K, Stow P 1986 The importance of circumferential non-uniformities in a passage-averaged quasi-three-dimensional turbomachinery design system. Trans ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power 108: 240-5.

193. Jnoue, Kuroumaru, Wakahara, Jwamoto. Strukture of tip clearance flow in axial rotating blades. Transactions of the Japan Society of Mechanikal Engineers, 1988, v 54, №498, 435-441.

194. Kimura M. «New development on turbocharger for extended capacity». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 467-476.

195. Krain H 1987 Swirling impeller flow. 32nd ASME Gas Turbine Conference and Exhibit? Anaheim, California. Paper 87 GT- 18.

196. Kramer K. Untersuchung der structur der stromung in linem diagonalen ver-dichterlanfrad mit einer spegiel bn methode zur sichtbarmachung von wand-stramlimen. Maschinenbantechnic, 1981, p 276 - 278.

197. Kundera R. and Paril J. The development of PBS Turbo modern turbocharg-ers/Copenhagen 1998. v. 4, 1039—1052.

198. Novak R A, Hearsey R M 1977 A nearly three-dimensional intrablade computing system for turbomachinery. Trans ASME. Journal of Fluid Engineering 99:15 6-66.

199. Performance Test Code on Compressors and exhauster. ASME PTC -101993.

200. Rippl A. «Engine builder's and customer's demands made on an exhaust gas turbocharger and consequent realisation in a new developed turbocharger generation». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 477—486.

201. Rodgers С 1982a The performance of centrifugal compressor channel diffuses. ASME Paper 82 GT - 10.

202. Sayyed S., Aerodynamic Shop Testing Multistage Centrifugal Compressors and Predicting Gas Performance // ASME paper 78 Pet - 28. 1978.

203. Schreiber W, Chrisiensen H.H., Hunziker R. TPL—A New Turbocharger Series Built for Future Engine Development. CIMAC, Copenhagen 1998, v. 4. 1029—1038.

204. Senoo Y, Ishida M 1986 Pressure loss due to clearance of centrifugal impeller. Trans ASME Journal of Turbomachinery 109: 55 61.

205. Schmitt W., Thomas V. Comparison of test measurements taken on a pipeline compressor-or/gas turbine unit in the workshop and on site // ASME paper 95 -GT- 125. 1995.

206. Smith L N 1966 the radial-equilibrium equation of turbomachinery. Trans ASME Journal of Engineering for Power 88: 1 12.

207. Spurr A 1982 A prediction of 3D transonic flow in turbomachines using a combined throughflow and blade-to blade time marching method. International Journal of Heat & Fluid Flow 2(4).

208. Stanitz J D 1952 Some theoretical aerodynamic investigations of impellers in radiak and mixed flow centrifugal compressors. Trans ASME 74: 473 97.

209. Stiefel W 1972 Experiences in the development of radial compressors. Lecture notes for Advanced Radial Compressors course held at von Karman Institute, Brussels 1972.

210. Tiede V. «New compressor design for compact turbocharger range HPR from КВВ». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 332—338.

211. Traupel W. Stromungsforschung fur Turbomaschinen. TECHNISCHE RUNDSCHAV, 1980, vol. 72, № 13, s. 1 - 3

212. Turbo compressors Performance test code. International Standard. ISO 5389: 1991 (E)

213. Wachtmeister G. The effect of exhaust gas turbocharging on the power concentration of modern diesel and gas engines and its realization with MAN B&W exghaust gas turbochargers/CIMAC, Copenhagen 1998. v. 4. p. 985— 994.

214. Whitfuld A, Athes R, Wallase J. Compater aided design and testing of radial and mixed flow centrifugal impellers with straiyht and backuord swept blades. 1978.1. Mech E., p. 89 - 100.

215. Wiesner F J 1967 A review of slip factors for centrifugal impellers. Trans ASME Journal of Engineering for Power 89: 558 72.

216. Willemsen T.C., Aarhinkm H.J., Derkink J.G.H. ASME PTS 10 class I performance test results correlated with class III results // Demag - Delaval. 1998.

217. Wu. A general theory of three dimensional flow in subsonic and supersonic turbomachines of axial, radial and mixed - flow tipes. - Transactions of ASME ,1952, v. 74, № 8, p. 1363 - 1380.