Development of a low-pressure turbocharger with axial turbine for a two-stage turbocharging system

Full Text

В зависимости от назначения двигателя, к его внешним скоростным и другим характеристикам предъявляются различные требования. Так, к двигателю транспортного назначения предъявляется требование повышенной приёмистости и приспособляемости. Дополнительно на двигатель накладываются требования экологических норм и топливной экономичности на режимах ВСХ и на частичных нагрузках. Система наддува двигателя при этом должна обеспечить большие степени наддува, а также широкий диапазон работы по расходу воздуха. Система двухступенчатого наддува - один из вариантов технических решений, которые позволяют обеспечить соответствие высоким требованиям, предъявляемым к двигателю за счет: · более высокого уровня давления наддува; · более высокого КПД при равном давлении наддува. Это связано с тем, что КПД турбины и КПД компрессора падает при увеличении напора у одноступенчатой системы; · КПД системы повышается благодаря возможности применения промежуточного охладителя наддувочного воздуха; · система дает возможность работать в более широком диапазоне скоростных и нагрузочных режимов [1]. К основным недостаткам двухступенчатого наддува относятся повышенные габаритные размеры установки, что связано с необходимостью размещения двух турбокомпрессоров с соответствующими трубопроводами и охладителями наддувочного воздуха (рисунок 1). При разработке системы наддува на высокофорсированный рядный дизельный двигатель 6ЧН13/15 с жесткими требованиями, предъявляемыми к габаритным размерам, потребовалось уменьшить габаритные размеры системы двухступенчатого наддува. Это было достигнуто за счет размещения турбокомпрессоров высокого и низкого давления на одной оси, но данное техническое решение требует турбокомпрессора низкого давления с осевой турбинной ступенью (рисунок 2), поэтому в НПО «Турботехника» разработана турбинная ступень для турбокомпрессора типоразмера ТКР 120. Рисунок 1. Система двухступенчатого наддува Рисунок 2. Система двухступенчатого наддува с турбокомпрессором с осевой турбинной ступенью На первом этапе по одномерной методике расчета определены геометрические параметры направляющего соплового аппарата и рабочего колеса (рисунок 3). Рисунок 3. Эскиз проточной части По определенным геометрическим размерам спроектирован входной направляющий аппарат и рабочее колесо. Построение лопаток направляющего соплового аппарата и рабочего колеса производилось в модуле BladeGen программного продукта Ansys [2]. Для построения сеточной модели расчётной области использовался специализированный сеточный генератор TurboGrid, который позволил быстро создать качественную структурированную сетку гексаэдрических элементов. После того как сеточные модели лопаток входного направляющего аппарата и рабочего колеса были построены, они передавались в один расчётный модуль CFX. В модуле CFX задавались условия моделирования (свойства вещества, граничные условия), а также настройки решателя и параметры выдачи данных в файл результатов. На рисунке 4 представлена предварительная расчетная характеристика приведенного расхода газа и мощностного КПД от степени понижения давления при различных оборотах колеса турбины 36728, 66110 и 73456 об/мин. Рисунок 4. Расчетная характеристика турбинной ступени На втором этапе работ произведена оптимизация осевой турбинной ступени путем следующих изменений: · уменьшен зазор между направляющим аппаратом и рабочим колесом на 10%; · увеличена ширина лопатки рабочего колеса в осевом направлении на 12%; · увеличен угол установки лопатки рабочего колеса на 9 %. После проведения изменений производился новый расчет при тех же окружных скоростях рабочего колеса. Результаты расчета оптимизированного варианта в сравнении с исходным вариантом представлены на рисунке 5. Оптимизированный вариант обозначен штрихпунктирной линией, а исходный - сплошной линией. Из анализа полученных результатов видно, что оптимизированный вариант осевой турбины имеет мощностной КПД выше на 2-3%. Запас прочности колеса турбины оценивался путем расчета эквивалентных напряжений, возникающих при максимальных оборотах колеса. Расчет выполнен в программном продукте Ansys с использованием модуля деформации (Static Structural). В качестве материала использовался Inconel 713С. Свойства материала задавались при температуре 650ºС. Расчеты показали, что максимальные напряжения составляют 750 МПа (рисунок 6), что соответствует коэффициенту запаса прочности 1,26. Рисунок 5. Сравнительная характеристика турбинной ступени Рисунок 6. Эквивалентные напряжения при максимальных оборотах колеса В последнее время в связи со значительным прогрессом в области IT-технологии появилась возможность исследования потоков методами вычислительной газовой динамики (CFD-метод). CFD-расчеты позволяют избежать ошибок при проектировании и повысить эффективные параметры ступени, которые непосредственно влияют на топливную экономичность и конкурентоспособность изделия в целом. Кроме того, расчет численными методами дает полную информацию обо всех параметрах во всех точках рассматриваемой области потока. В результате число экспериментов, необходимое для проектирования и доводки, снижается в несколько раз, что сказывается на сроках и стоимости разрабатываемого изделия. Выводы 1. Разработанная осевая турбинная ступень с рабочим колесом 120 мм имеет высокий мощностный КПД - 72 - 78 %. Величина мощностного КПД сопоставима с осерадиальной турбинной ступенью. 2. Применение программно-вычислительных комплексов позволяет избежать ошибок при проектировании и повысить эффективные параметры ступени, которые непосредственно влияют на топливную экономичность и конкурентоспособность изделия в целом. 3. Трехмерный газодинамический расчет дает полную информацию о всех параметрах во всех точках рассматриваемой области потока. В результате число экспериментов, необходимое для проектирования и доводки, многократно снижается, что сказывается на сроках и стоимости разрабатываемого изделия.

About the authors

I. N Grigorov

JSC “NPO “Turbotehnika”

Email: design@kamturbo.ru
+7 4967 74-49-03

V. N. Kaminsky

JSC “NPO “Turbotehnika”; Moscow State University of Mechanical Engineering (MAMI)

Email: design@kamturbo.ru
Dr.Eng., Prof; +7 4967 74-49-03

R. V. Kaminsky

JSC “NPO “Turbotehnika”; Moscow State University of Mechanical Engineering (MAMI)

Email: design@kamturbo.ru
+7 4967 74-49-03

S. V Sibiryakov

JSC “NPO “Turbotehnika”

Email: design@kamturbo.ru
+7 4967 74-49-03

A. V Lazarev

JSC “NPO “Turbotehnika”

Email: design@kamturbo.ru
+7 4967 74-49-03

E. A Kostyukov

JSC “NPO “Turbotehnika”

Email: design@kamturbo.ru
+7 4967 74-49-03

V. A. Shuripa

Far Eastern State Technical Fisheries University

Email: design@kamturbo.ru
Dr.Eng., Prof; +7 4967 74-49-03

References

Supplementary files