РЕЗУЛЬТАТЫ РАЗРАБОТКИ И ИССЛЕДОВАНИЯ ТУРБОВЕНТИЛЯТОРА ДЛЯ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ТРАНСПОРТНОГО ТУРБОДИЗЕЛЯ

МГТУ "МАМИ": Андрей Анатольевич Андреенков, ст. преподаватель
Андрей Вениаминович Костюков, доцент, к.т.н.

Разработана и исследована оптимальная схема и элементная база турбовентилятора для системы охлаждения турбодизеля мощностью 540 л.с. большегрузного транспортного средства, также исследован высокоэффективный диагональный вентилятор оригинальной геометрии.

Термодинамически возможно повысить экономичность дизелей полезным использованием остаточного расширения газов, выходящих из поршневой группы двигателя. Оставшуюся после расширения газов в турбине турбокомпрессора располагаемую работу целесообразно реализовать в силовой турбине, связанной гидромеханической передачей с выходным валом двигателя, то есть применить так называемую систему турбокомпаундирования. Существуют различные схемы установки силовых турбин на турбодизелях. Практическое распространение получила схема, в которой силовая турбина последовательно включена по ходу газов после турбины турбокомпрессора. Такая система обеспечивает повышение к.п.д. силовой установки на режимах средней и полной мощности до 5…6%. Поэтому турбокомпаундные турбодизели с охлаждением наддувочного воздуха (ОНВ) выгодно использовать на тяжелонагруженных машинах, тракторах, комбайнах и т.п. Исследования в этой области велись и в нашей стране, и за рубежом.

В настоящее время турбокомпаундные турбодизели с ОНВ выпускаются шведской фирмой Scania. Разработкой турбокомпаундных дизелей для грузовых автомобилей занимаются американские фирмы Cummins, Caterpillar и др. Основным недостатком турбокомпаундных силовых установок являются высокая сложность и стоимость специальной гидромеханической передачи.

В связи с этим практический интерес вызывает использование силовой турбины для привода такого энергоемкого агрегата, как вентилятор системы жидкостного охлаждения турбодизеля большегрузного транспортного средства. Возможность такого решения подтверждается тем, что у турбодизелей с ОНВ на привод вентилятора системы жидкостного охлаждения отбирается порядка 7% эффективной мощности двигателя на номинальном режиме. Это весьма близко к мощности силовой турбины турбокомпаундных силовых установок. Очевидно, что в этом случае специальная гидромеханическая передача не нужна.

При разработке турбовентилятора требуется соблюдать следующие соотношения:

Выполнение этих соотношений приводит к следующим проблемам. Для согласования с высокооборотной турбиной, имеющей высокий мощностной к.п.д., необходим быстроходный вентилятор сравнительно небольших радиальных размеров. В вентиляторах большой производительности это приводит к значительным динамическим потерям и трудности размещения большегабаритных выходных диффузоров. Использование низкооборотной турбины для вентилятора большой производительности в схеме с общим диском сопряжено с проблемой низкого к.п.д. турбины из-за малой относительной высоты лопаток и парциальности турбины.

Исходя из сказанного представляет интерес введение в схему турбовентилятора редуктора, который должен обеспечивать возможность согласования турбины и вентилятора с высокими к.п.д.

Обзор зарубежной и отечественной литературы показал отсутствие целостного подхода к решению задачи разработки и исследования турбовентиляторных устройств для систем охлаждения транспортных турбопоршневых двигателей. Определение типа силовой турбины и вентилятора требует проведения исследования, целевой функцией которого является получение высокого к.п.д. лопаточных машин в составе турбовентилятора и соответственно эффективного к.п.д. турбодизеля.

Необходимо также определить диапазон режимов работы турбодизеля с турбовентилятором, в котором обеспечивается тепловой режим работы двигателя и имеет место выигрыш в расходе топлива двигателем по сравнению с двигателем без силовой турбины и, кроме того, определить величину этого выигрыша расхода топлива.

Перед исследователем встают следующие задачи:

Исследования проводились применительно к системе охлаждения дизеля мощностью 397 кВт типа 12ЧН13/14 с турбонаддувом и ОНВ. Это турбодизель с непосредственным впрыском топлива в цилиндры и четырехклапанными индивидуальными головками цилиндров. На номинальном режиме требуемый расход охлаждающего воздуха составляет 10 кг/с, сопротивление воздушной сети системы охлаждения двигателя 1,1 кПа.

В процессе математического моделирования вентиляторных устройств было установлено, что вентиляторы диагонального типа имеют при данных условиях большую эффективность. В качестве расчетного был выбран диагональный вентилятор с наружным диаметром рабочего колеса, равным 0,92 м, что хорошо согласуется с размерами фронтальной поверхности штатного радиатора системы жидкостного охлаждения, ширина и высота которого более 1 м.

В рамках проведенных исследований удалось существенно расширить представление о диагональных вентиляторах для систем охлаждения, расположенных в подкапотном пространстве транспортных средств. Исследовалось повышение к.п.д. диагонального вентилятора при отрицательных углах изгиба входной и выходной кромок профиля. Очевидно, что такие лопатки принципиально отличаются от лопаток диагональных вентиляторов известной геометрии с положительными углами изгиба.

Данный вопрос был расчетно-экспериментально исследован на модельных вентиляторах: на вентиляторе с положительными углами лопаток - вентилятор ДВ-8, и отрицательными углами лопаток - вентилятор ДВ-9. Модели вентиляторов технически удобнее исследовать, чем полноразмерные вентиляторы. По сравнению с рассчитанным диагональным вентилятором ДВ-8 кромки профилей лопаток вентилятора ДВ-9 отогнуты в сторону, противоположную вращению, для получения четко выраженных отрицательных углов изгиба входной и выходной кромки профилей. При этом было принято, что максимальное значение добавочного угла изгиба достигается в прикорневой зоне лопаток. К среднему сечению лопатки эта величина линейно уменьшается, получая здесь нулевое значение.

Математическое моделирование объемного вязкого турбулентного течения сжимаемой среды - воздуха (моделирование турбулентного течения - замыкание уравнений Рейнольдса, усредняющих уравнения Навье - Стокса, осуществлялось по модели Ментера) показало, что в прикорневых сечениях межлопаточных каналов вентилятора ДВ-8 на входе имеют место зоны срыва потока. Поток в межлопаточных каналах вентилятора ДВ-9 имеет практически безотрывный плавный характер: протяженность вихревых зон невысока.

Следует отметить, что при проектировании вентилятора ДВ-8 с положительными углами в прикорневой зоне лопаток пришлось отойти от оптимального значения изгиба профиля (отрицательные углы кромок), что привело к снижению к.п.д. решетки рабочего колеса вентилятора в прикорневой зоне на 2…3%. Вероятно, этим обстоятельством можно объяснить наличие развитых отрывных явлений в прикорневой зоне колеса ДВ-8.

Установлено, что экспериментальные значения к.п.д. вентиляторов отличаются от расчетных на 1,9 и 2,2%, а экспериментальные коэффициенты напора - на 3 и 4 %, из чего можно сделать заключение о достоверности разработанной методики расчета диагонального вентилятора.

Диагональный вентилятор ДВ-9 существенно превосходит вентилятор ДВ-8 на практически важном диапазоне коэффициентов производительности по эффективности и повсеместно по напору: максимум к.п.д. оказался выше почти в 1,15 раза и составил 57,8%, коэффициент напора увеличился в 1,12…1,2 раза.

В связи с этим вентилятор ДВ-9 был выбран для турбовентиляторной системы охлаждения турбодизеля типа 12ЧН13/14 номинальной мощностью 397 кВт. Параметры модели диагонального вентилятора были пересчитаны по законам подобия. Мощность вентилятора составила 17 кВт.

Математическая модель совместной работы турбины турбовентилятора и турбодизеля на номинальном режиме была разработана путем объединения двух известных и хорошо себя зарекомендовавших методик: методики расчета параметров турбодизеля с ОНВ и с силовой турбиной, разработанной НАТИ, и методики расчета параметров осевой активной турбины, изложенной и развитой в работах Н.Н. Быкова, О.Н. Емина, А.С. Наталевича.

Задача математической модели состоит в определении противодавления в выпускной системе двигателя (обусловленного мощностью и эффективностью силовой турбины) и воздействия этого давления на насосные потери и на величины механического и эффективного к.п.д. двигателя.

Установлено, что увеличение передаточного отношения редуктора способствует росту максимальных к.п.д. вариантов турбин турбовентилятора, что, в свою очередь, отражается на улучшении расхода топлива турбодизелем с турбовентиляторной системой охлаждения по сравнению с турбодизелем без силовой турбины. С увеличением передаточного отношения интенсивность роста экстремумов кривых существенно снижается.

Отмеченные тенденции позволяют выбрать оптимальную величину передаточного отношения редуктора, равную 4. Мощностной к.п.д. турбины увеличивается почти на 25% по сравнению с вариантом турбовентилятора без редуктора. Выигрыш расхода топлива двигателем с турбовентилятором составляет 5,9% по сравнению с двигателем без силовой турбины.

Было выполнено моделирование работы турбодизеля с турбовентиляторной системой охлаждения на нескольких типичных режимах, в частности, на номинальной мощности, на режиме максимального крутящего момента, при 50%-ной номинальной мощности.

В качестве исходных данных принимались, в частности: мощность двигателя, частота вращения коленчатого вала, коэффициент избытка воздуха, к.п.д. турбокомпрессора.

Расчеты проводились методом итераций с последующим уточнением и увязкой получаемых в расчетах значений температуры и расхода газа, степени понижения давлений в турбинах. По ним определялись мощностной к.п.д., частота вращения и мощность турбины турбовентилятора по методике, предложенной Стодолой и Флюгелем и развитой в работах Котляра И.В., Кириллова И.И. и др. Затем определялась производительность и напор вентилятора с помощью полученных экспериментальных характеристик и оценивался тепловой режим работы двигателя. Определялся также уровень механических потерь и эффективный к.п.д. двигателя.

Были проведены сравнительные исследования полученных расчетных характеристик турбодизеля с ОНВ типа 12ЧН13/14, снабженного спроектированным турбовентилятором. Получены эффективная мощность двигателя, коэффициент избытка воздуха, температура газов на выходе из поршневой группы, часовой расход топлива и удельный эффективный расход топлива турбодизеля, а также тепловой поток, отводимый в систему охлаждения двигателя, и производительность турбовентилятора. Сравнение зависимости удельного эффективного расхода топлива приводилось с турбодизелем мощностью 397 кВт без силовой турбины.

Оценка теплового состояния двигателя показала, что при уменьшении производительности вентилятора от 10 кг/с на номинальной мощности двигателя до 2,3 кг/с на режиме 45%-ной мощности двигателя обеспечивается поддержание теплового режима двигателя.

В диапазоне от холостого хода до 45% мощности двигателя турбовентилятор не может обеспечить необходимую производительность для поддержания теплового режима двигателя.

Решение данной задачи видится в периодическом использовании привода от электромотора мощностью около 0,8 кВт при отключении турбины посредством обгонной муфты.

Результаты исследований показали, что выигрыш в расходе топлива составляет 5,9% на номинальном режиме и 1,5% - на режиме 45 %-ной мощности двигателя по сравнению с двигателем без силовой турбины.

Выигрыш в расходе топлива в указанном диапазоне объясняется тем, что среднее давление механических потерь двигателя с турбовентиляторной системой охлаждения в 1,1…1,25 раза меньше, чем у двигателя без силовой турбины. Снижение давления механических потерь вызвано отсутствием механических потерь на привод вентилятора, которые составляют 13…16% механических потерь двигателя без силовой турбины, а также уменьшением давления насосных ходов в 1,1…1,3 раза (особенно в области от 75 до 100% номинальной мощности).

Проведенные исследования позволяют сформулировать следующие выводы: