Характеристики турбин – —

Содержание

Конструкция турбины | ТурбоМастер

Дата публикации: 2015-04-10

Содержание

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

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

Компрессор

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

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

Характеристики компрессора

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

Область помпажа

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

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

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

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

Линия насыщения

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

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

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

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

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

Предельная частота вращения

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

Турбина

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

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

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

Рабочие характеристики

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

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

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

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

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

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

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

Материалы турбин

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

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

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

Турбины с двойным входом

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

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

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

Отклик

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

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

Керамические колеса турбин

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

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

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

Водоохлаждаемые корпуса

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

Система управления

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

Байпасное регулирование на турбинной стороне

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

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

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

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

В электронных системах управления турбокомпрессоров дизельных двигателей пневмокамеры регулируются вакуумом.

Турбины с изменяемой геометрией

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

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

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

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

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

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

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

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

Узел подшипников

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

Опорные подшипники

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

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

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

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

Упорный подшипник

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

Слив масла

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

Уплотнения

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

Тепловая нагрузка на подшипники

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

Тепловой экран и охлаждение разбрызгиванием масла<

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

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

Термическая развязка

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

Водяное охлаждение

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

Рециркуляционный клапан

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

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

turbomaster.ru

2 Основные характеристики турбины

2.1 Расчетный режим работы турбины

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

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

Nэ=
(0,8…0,9) Nном;

Nэ=0,85*17000=14450
кВт.

2.2 Частота вращения ротора турбины

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

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

2.3 Способ регулирования

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

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

3 Регулирующая ступень

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

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

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

studfiles.net

Выбор турбины и расчёт производительности.

Выбор турбины.

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

Классический турбонагнетатель.

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

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

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

Базовые руководящие принципы

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

Колесо компрессора

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

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

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

Ротор Турбины.

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

Выбор размера колеса компрессора.

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


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

Степень повышения давления

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

Пример: Для наддува 0,5 бар:

В этом примере в двигатель с наддувом попадет приблизительно на 50 % больше воздуха , чем в двигатель без наддува.

Относительная плотность

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

Расход воздуха

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

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

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


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

КПД колеса компрессора

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

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

Зависимости давления воздуха, температуры и относительной плотности от высоты места

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

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

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

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

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

Выбор размера ротора турбины

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

Основной размер ротора турбины

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

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

Определение диаметра выходного отверстия

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

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

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

Определение отношения A/R

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

где A-площадьR-радиус

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

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

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

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

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

Разделенный выхлопной коллектор

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

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

Две турбины или одна?

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

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

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

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

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

Полезные детали конструкции:

Корпус турбины с жидкостным охлаждением.

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

Поворот  улитки турбонагнетателя.

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

Соединения турбонагнетателя.

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

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

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

Выбор турбины и расчёт производительности

4.91 (98.21%) 56 голосов


remont-turbiny.ru

§ 18. Характеристики газовых турбин

При
изменении режима работы турбины
изменяются темпера­тура, давление и
расход газа, а также частота вращения
ротора *. Связь между этими величинами
при изменении нагрузки называ­ют
характеристикой турбины.

Для
построения характеристики турбины
удобно пользоваться не абсолютными, а
относительными величинами. В этом случае
можно не строить характеристики для
каждой температуры или » каждого
давления газа, а учесть их влияние
заранее,
используя, приведенные расход и частоту
вращения*: Ga=GyTc/pc;
пп=/г/у7с.

Температура
и давление газа могут быть выбраны в
любой характерной точке проточной части
турбины, например темпера­тура Те
и
давление ре
перед
турбиной.

На
практике удобнее пользоваться не
абсолютными, а относи­тельными
приведенными расходом и частотой
вращения:,

Gn_
__ _
G_
Pgo
I/
Zk_-
«п _
п
-1
/
Тд>
Опо
Go
Рс
V
Т
с0
ппо
п
0
У
Т
с

*
Если
турбина приводит во вращение работающий
на сеть электрический генератор, то
частота вращения ее ротора постоянна.

Индексом
0 обозначены величины, относящиеся к
расчетному режиму работы турбины; без
этого индекса даны величины, отно­сящиеся
к режиму частичной нагрузки. ч


Относительные
величины принято для краткости
обозначать сверху чертой:

Go
‘.
Рсо
о
п0

Используя
эти обозначения, запишем4
формулы в таком виде:

Vtc

Эти
величины являются независимыми
параметрами. При их изменении изменяются
степень расширения б и кпд т]т
турбины.

Рнс.
86. Характеристика турбины

Рис.
87. Зависимость кпд турбины от ха

В
общем виде характеристиками турбины
являются зависимо­сти степени
расширения б и кпд т)т
от относительного приведен­ного
расхода и относительной приведенной
частоты вращения.

Самый
точный способ определения
характеристик-—испытания турбины, при
которых на каждом режиме измеряют
температуру, давление и расход газа,
частоту вращения ротора и определяют
кпд.

Однако
испытания турбины сложны.дороги и не
всегда возмож­ны. Поэтому в ряде
случаев для построения характеристики
тур­бины используют приближенные
расчетные методы. На рис. 86 сплошной
линией показана зависимость, степени
расширения б, пунктирной линией —
зависимость кпд турбины от относительного
приведенного расхода газа Gn
Серию
таких кривых, совмещенных на одном
графике, называют универсальной
характеристикой тур­бины.
Зависимости
б от Gn
построены при постоянной приведен­ной
частоте вращения.

Относительный
приведенный расход (7П=
1 соответствует расчетному режиму работы
турбины. При этом степень расширения
также равна расчетному значению по, а
кпд турбины — наиболь­ший. При
увеличении или уменьшении расхода по
сравнению с расчетным кпд турбины будет
уменьшаться.

Обычно
при постоянной степени расширения б
изменение от­носительной приведенной
частоты вращения мало влияет на
от­носительный приведенный расход
GB.
В
этом случае можно серию кривых заменить
одной кривой при йп=«по
(где гё^о — относи­тельная приведенная
частота вращения на расчетном режиме
ра­боты турбины). Зависимость Gn
от
б тогда можно приближенно рассчитать
по формуле Стодола — Флюгеля:

~
11 1 /а • / ■»

Приближенно
можно считать также, что кпд турбины
совпа­дает с кпд ее средней ступени
(по отношению к началу и концу проточной
части). Кпд ступени зависит от значения
ха=и/са,
где
и

окружная скорость, а са

некоторая фиктивная скорость, которая
зависит от теплоперепада на ступень
Яо/г (где Но
рас­полагаемый теплоперепад на
турбину, z—
число ступеней в тур­бине).

Если
зависимость кпд ступени от ха
получена
эксперименталь­но, или рассчитана,
то можно приближенно считать, что
известйа также зависимость кпд турбины
г)т от ха.
Обычно в этой зависи* мости используют
также относительное значение ха=Ха/хао
(где
значение ха0
соответствует
расчетному режиму).

Так
же как для ступени, существует такое
значение ха,
при
котором кпд турбины становится наибольшим.
Это значение ха
как
раз и соответствует расчетному режиму.
Относительное зна­чение ха
на
расчетном режиме будет равно единице
.(рис. 87). При любом отклонении режима
работы турбины от расчетного как в
сторону увеличения ха,
так
и в сторону уменьшения кпд турбины будет
уменьшаться.

Контрольные
вопросы

1.
В результате чего возникают
усилия на рабочих лопатках газовой
турбины?

2.
Почему кпд многоступенчатой
турбины больше кпд ступени?

3.
Как определяют основные
размеры проточной части газовых турбин?

4.
Какие параметры газовых
турбин можно определить по их
характеристи­кам?

Глава
четвертая

Рабочий
процесс в компрессоре

studfiles.net

Характеристика турбины эксплуатационная — Справочник химика 21








    Универсальные эксплуатационные характеристики турбин отличаются тем, что они строятся при двух параметрах—нормальной частоте вращения п и данном диаметре турбины D . [c.130]






    Аппараты воздушного охлаждения в системе вакуумной конденсации водяного пара полностью определяют параметры пара на выходе из турбины, т. е. непосредственно влияют на эксплуатационные характеристики турбины. ABO рассчитаны на температуру атмосферного воздуха 28 °С и имеют высокие значения плотности теплового потока 900—950 Вт/м (табл. 1-6). [c.16]

    Несмотря на то что методика гидромеханического расчета турбин непрерывно совершенствуется, достаточно полные и надежные характеристики турбин, освещающие широкий диапазон режимов их работы, удается получить только экспериментальным путем. При проектировании турбин расчетным путем обычно разрабатывается несколько вариантов формы проточного тракта, а окончательная их оценка и отработка производятся на основании данных модельных испытаний на опытных стендах. В результате этих испытаний выдаются характеристики (модельные), по которым строятся эксплуатационные и другие характеристики для натурных условий [c.116]

    Для каждого из напоров строят кривые Я = /(Л/) (рис. 122 и 133), а лежащее на них точки равных Hs переносят на эксплуатационную характеристику турбины и соединяют плавными линиями. Ниже, в примерах 1 и 2, приведены материалы по выбору системы и основных параметров турбины, а также по построению их эксплуатационных характеристик. [c.212]

    Турбинные аксиальные счетчики (ГОСТ 14167-76). Предназначены для измерения количества воды при эксплуатационных расходах от 1,6 до 850 м- /ч на трубопроводах диаметром от 50 до 200 мм. Остальные характеристики идентичны характеристикам тангенциальных счетчиков. Характеристики турбинных счетчиков количества приведены в табл 7.39. [c.384]

    Суммарная характеристика для параллельно работающих двух, трех н т. д. турбин на основании правила равенства нагрузок найдется удвоением, утроением и т. д. абсцисс всех точек данного режима. Например, точка А с Т1 = 92% при работе двух турбин переместится в Л», а при работе трех турбин 1в А». В результате суммарная характеристика двух турбин будет ограничена линиями 2-2, трех турбин 3-3. Следует отметить, что форма кривых при этом изменяется, что наглядно видно по линии Т1 = 92%, показанной для двух и трех турбин. В качестве примера на рис. 7-10 показана суммарная эксплуатационная характеристика турбин ГЭС с четырьмя агрегатами. [c.260]

    Если при работе ГЭС изменения напора значительны, то строится суммарная универсальная характеристика параллельно работающих турбин. Основой ее является эксплуатационная напорно-мощностная (см. рис. 6-1) или напорно-расходная (см. рис. 6-2) характеристика при заданных О и п. Способ ее построения по главной универсальной характеристике описан в 6-6. [c.158]








    Универсальные характеристики имеют два определяющих параметра и представляют собой зависимость данного показателя от двух независимых переменных. Существует несколько типов универсальных характеристик, причем название дается по переменным. Например, универсальная н а п о р н о-мощностная характеристика строится в координатах Я, N (напор, мощность турбины) при заданных Dun (параметры). Ее часто называют эксплуатационной характеристикой, как было указано в 2-2, в условиях нормальной эксплуатации частота вращения турбины поддерживается строго постоянной. Общее ее выражение [c.112]

    В процессе подбора турбин при проектировании гидроэлектростанции часто приходится решать вопрос о том, как изменится эксплуатационная характеристика при изменении параметров турбины п и О. Введем масштабные коэффициенты [c.131]

    В качестве примера на рис. 7-12 показана суммарная эксплу

www.chem21.info

Характеристики турбин — algoritmist.ru

Для турбин, как и для котлов, строятся их энергетические характеристики. Hо у турбинистов этот вопрос проработан глубже и почти для каждой турбины у них существуют типовые характеристики, на которые обычно опираются при построении энергетических характеристик конкретных (установленных на конкретной ТЭС) турбин. Основной характеристикой является диаграмма режимов работы турбины. Вы можете ознакомиться с этими диаграммами по типовым характеристикам. На базе аппроксимации одной из таких диаграмм построен действующий фрагмент расчета характеристик – файл ЭХ баланс.xls, Лист ЭХ. Здесь я привожу внешний вид действующего фрагмента в Excel):

 

 

Здесь N – мощность турбины в МВт, Qn, Qt, Qk — отборы тепла с паром в Гкал/ч из производственного отбора, из теплофикационного отбора и из конденсатора, P2k – давление пара в конденсаторе в кгс/см2, Do – расход острого пара на турбину, qt_bt – удельный расход теплоты в ккал/кВтч.

 

Зайдите в файл ЭХ баланс.xls, Лист ЭХ и поэкспериментируйте. В ячейки, выделенные синим цветом, вводятся исходные данные, в остальных ячейках – расчетный результат. В нижней строке может появиться граничное значение параметра, если вы нарушили его при задании исходных данных.

 

Весьма распространенная турбина ПТ-60-90/13 имеет два отбора пара — производственный и теплофикационный. Производственный отбор с нормативным давление пара 13 кгс/см2 обычно используется для отбора пара внешнему потребителю и на собственные нужды (иногда также на деаэраторы подпитки теплосети). Теплофикационный отбор с нормативным отбором 1.2 кгс/см2 обычно направляется на бойлера и собственные нужды. ПТ-режим означает, что включены оба отбора — производственный и теплофикационный. R — параметр настройки, позволяющий приблизить типовые характеристики к реальным для данной турбины. N — электрическая нагрузка (мощность) турбины; Qn, Qt, Qk — количество теплоты, отобранное из производственного и теплофикационного отбора и из конденсатора турбины в Гкал/ч. P2k — давление пара в конденсаторе турбины; Nft — условная мощность, фактор пересчета, используемый в диаграммах работы турбин; Do — расход острого пара на турбину; K — разность энтальпий острого пара и питательной воды; qt_br — удельный расход теплоты на выработку электроэнергии:

 

qt_br=(Do*K-Qn*1000-Qt*1000-Qk*1000)/N

 

Вы, повторяю, можете поэкспериментировать с этой микромоделью, ввести в нее свои данные. Если эти данные выходят за границы диаграммы, то в нижней строке появляется соответствующее предупреждение.

 

Турбины бывают следующих основных типов:

 

ПТ — имеют производственный и теплофикационный отборы, конденсатор, систему регенерации, включающую подогреватели низкого давления ПHД и подогреватели высокого давления ПВД. Конденсат после ПHД, называемый основным конденсатом, направляется в деаэратор (обычно 6 ата), подогревается в ПВД и возвращается на энергетические котлы в качестве основной составляющей питательной воды. В основной конденсат обычно входят конденсат турбины (после конденсатора), конденсат бойлеров и производственный конденсат, возвращаемый внешним потребителем пара. Конденсат бойлеров и производственный конденсат вводятся, как правило, через «рассечку» между корпусами ПHД. Туда же обычно направляется и добавочная вода, восполняющая потери пара и конденсата в цикле ТЭС, или, но реже, в деаэратор 6 ата. В конденсаторе турбины может находиться встроенный пучок для подогрева сырой воды, идущей на приготовление химочищенной (натрий-катионированной) воды и обессоленной воды. Удаление содержащихся в остром паре неконденсирующихся газов (углекислота, кислород, а также аммиак) происходит в конденсаторе, в системе регенерации и деаэраторе.

 

Р — турбина, не имеющая конденсатора, так называемая противодавленческая турбина. Пар после турбины поступает не в конденсатор, а на нужды ТЭС и внешнего потребителя. Отбор пара от конденсатора обычно используется в качестве теплофикационного отбора, а реже и в качестве производственного отбора. Конденсат использованного пара направляется, как правило, в деаэратор 6 ата.

 

ПР — противодавленческая турбина с производственным отбором. Hе имеет конденсатора, но обычно имеет ПВД.

 

Смежные темы:

Опыт моделирования работы турбоагрегатов на Курской ТЭЦ-1

www.algoritmist.ru

Характеристики турбин серии IHI VF

Турбины серии IHI VF

Серия VF (VF22, VF23, VF24, VF29, VF30) являет собой серию взаимозаменяемых турбин, производимых корпорацией IHI, с идентичными подшипниками (подшипниками качения) и жидкостным охлаждением. Различаются модели диаметром сечения и крыльчаткой — за счет этого достигаются различные хар-ки воздушного потока.

VF22
VF22 имеет наибольший потенциал для увеличения пиковой мощности — до 400—450 л.с, идеальна для тех, кому нужна огромная мощность на «верхах». То есть из всех она может достигать максимального давления наддува — до 25 psi (1.72 бар). Производительность — 490 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi). Но за это надо платить — хотя благодаря подшипнику качения раскручивается она относительно легко и турбо-лаг для таких размеров минимален, на полный наддув турбина выходит ощутимо позже других турбин серии VF — примерно к 3300 об./мин. Считается, что несмотря на максимальный потенциал, VF22 — не лучший вариант для работы с наддувом более 20 psi, а также для двигателей с увеличенным рабочим объёмом (с установленным строкер-китом).

VF23
VF23 считается наилучшим компромиссом, для широкого диапазона применений — «from mild to wild», от умеренных до довольно агрессивных. VF23, как и VF22, имеет максимальный диаметр сечения турбинной (горячей) части (P20), сопряжённый с чуть меньшим сечением компрессорной (холодной) части. Потенциал у VF23 меньше, чем у VF22 — примерно до 20 psi (1.38 бар) давления наддува, примерно до 300—350 л.с., но зато и на наддув выходит раньше — в районе 3100 об./мин. Производительность — 388 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi).

VF24
VF24 выходит на наддув в районе 2900 об./мин и позволяет увеличить мощность на средних оборотах относительно штатной турбины TD04. К сожалению, давление наддува VF24 ограничено примерно 17 psi (1.17 бар). Компрессорная часть турбины такая же, как и у VF23, а турбинная меньше (P18). Турбина очень популярна на Impreza’х с автоматической трансмиссией и раллийных машинах группы N. Производительность — 425 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi).

VF23 и VF24 — хороший выбор для тех, кому нужна динамика, а не максимальная мощность.

VF26
VF26 устанавливалась на JDM Legacy B4, имеет два раздельных подшипника скольжения и небольшой размер турбинной части (B14 (P14? — прим.ред.)). Производительность — 400 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi).

VF28
VF28 устанавливалась на стандартных STi GC8F с 09/1998 до 08/1999. В смысле размера она похожа на VF23 и меньше чем VF22, VF30 и VF34. Выходит на наддув в районе 2800 об./мин. Производительность — 425 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi).

VF29
VF29 практически идентична VF24, с такими же диаметрами сечения, однако с другой компрессорной крыльчаткой. Теоретически это изменение рассматривается как улучшение, и поэтому из VF24 и VF29 обычно выбирают VF29. Производительность — 425 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi). Трубка перепускного клапана расположена в другом месте, чем на WRX.

VF30
VF30VF30 — относительно новая модель, с размером турбинной части, таким же как и у VF24 — но с большей компрессорной частью, похожей по размерам на VF22, что даёт больший по сравнению с VF24 потенциал без увеличения турбоямы. Пиковое давление наддува — в районе 22-25 psi, но достигаются они на средних оборотах, а на высоких оборотах эффективность турбины уменьшается из-за небольшого размера компрессорной части, поэтому «на верхах» потенциал у неё меньше, чем у VF22. VF30 считается хорошей турбиной для уличной езды (хорошим компромиссом между большим давлением и малой турбоямой). Однако VF30 имеет подшипник скольжения, а не качения, что снижает скорость выхода на наддув. Ставилась в качестве стандартной на STi type RA, и на STi с октября 2001 г. Лучшая универсальная турбина за свои деньги (значительно дешевле VF34). Производительность — 460 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi).

VF31
VF31 имеет очень маленький размер турбинной части (P11).

VF32
VF32 устанавливалась на JDM Legacy, шарикоподшипниковая турбина.

VF33
VF33 также устанавливалась на JDM Legacy, имеет размер турбинной части, как у VF31 (P11), и два раздельных подшипника скольжения.

VF34
VF34VF34 практически идентична VF30 — и диаметры сечений, и крыльчатки такие же. Идентична за тем исключением, что имеет, как и большинство турбин серии VF, подшипник качения, и поэтому выходит на полный наддув примерно на 250 об./мин. раньше, чем VF30 (3000 об./мин.). Производительность — 460 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi). VF34 — одна из самых новых турбин IHI и стоит значительно дороже других. Потенциал по наддуву и производительности эквивалентен VF30. Ставилась по умолчанию на STi Spec C Type RA MY02 (ревизии C).

VF35
VF35 также аналогична VF30, но имеет два отдельных упорных подшипника скольжения и ещё более уменьшенную турбинную часть (P15). По этой причине выходит на наддув очень рано, в районе 2800 об./мин. Отдачи можно ожидать в районе 250—325 л.с. Производительность — 425 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi). Устанавливается по умолчанию на новые JDM WRX Type RA.

VF36
VF36 — версия твинскрольной турбины VF37 с подшипниками качения (роликовыми), также имеет титановую турбинную крыльчатку и вал для ещё большего ускорения раскрутки. Компрессорная часть идентична VF30/34, а турбинная — твинскрольная P25 (twin scroll). Благодаря этому снижается противодавление, создаваемое парами цилиндров, и улучшается производительность на высоких оборотах. Без проблем «тянет» 400 л.с. и устанавливается на JDM Spec C с 2003-го года. Производительность — 430 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi).

VF37
VF37 аналогична VF36, но имеет подшипник скольжения. Устанавливалась на STi в 2003—2004 годах. Производительность — 430 cfm при 1.24 бар избытка (18 psi). Выходит на наддув в районе 2800 об./мин.

VF38
VF38 также является твинскрольной турбиной с титановыми крыльчаткой и валом, и уменьшенной компрессорной частью, благодаря которой раскручивается гораздо быстрее, чем VF36/37, но зато и даёт меньше мощности «на верхах». Выход на наддув демонстрировался на JDM Legacy GT и происходил на 2400 об./мин.

VF39
VF39 — обычная (не twin-scroll) турбина, используется на американских версиях STi и более новых STi 2.5, как европейских, так и американских версий. По размерам меньше, чем VF30/34. Турбинная крыльчатка — P17, диаметр 48/53 мм (внутренний/внешний), 11 лопастей. Компрессорная крыльчатка — F55, аналогична VF34 — 46.48/60 мм и 12 (6+6) лопастей. Перепускной клапан диаметра 25 мм, открывается на 2 мм на 77.7 кПа, и на 4 мм на 89.9 кПа. Популярный выбор для автокросса. Раскручивается чуть медленнее VF34, и примерно идентична ей по возможностям — чуть больше в среднем диапазоне, чуть меньше в верхнем.

VF41
Устанавливалась на JDM Forester STi (SG9), турбинная часть по размеру как у VF24 (P18), компрессорная — как у VF34. На Forester STi выходит на наддув в районе 3250 об./мин.

VF42
VF42 по размерам примерно такая же, как VF22, но твинскрольная. На подшипниках качения (роликоподшипниках), эксклюзив, устанавливалась на версии S203/S204. Компрессорная часть чуть больше, чем у VF36/37, также другая турбинная крыльчатка (больше лопастей). Соответственно, раскручивается быстрее, чем VF22, и даёт большую максимальную производительность.

VF43
VF43 устанавливалась на STi и STi Spec C с 2007 года и очень похожа на VF39, различается, по-видимому, только жёсткостью перепускного клапана — он жёстче, чем у VF39, видимо, чтобы исключить «плаванья» наддува, свойственные VF39. Имеет подшипник скольжения. Ломается не так часто, как VF39.

VF44
VF44VF44 — твинскрольная турбина на подшипнике скольжения, устанавливалась на рестайлинговых Legacy.

VF46
Что такое «5 дуг»
Фото турбины VF46VF46 устанавливалась на автомобиль Legacy 2.5 GT Spec.B (BL), выпускавшийся в ограниченном объёме. Первая в мире турбина специальной формы сечения — не окружности, а «5 дуг» (5-arc). Подходит для установки на WRX’08, Forester’08 с двигателем 2.5 л. На WRX поддерживает давление наддува до 1.25 бар (18 psi), выходит на полный наддув в районе 2900 об./мин., позволяет получить мощность двигателя в районе 320 л.с.
Для установки на все Impreza GC8/GDA/GDB с двигателем EJ20 нецелесообразна, ибо как минимум требует дополнительных переделок.

VF48
VF48VF48 — штатная для STi 2008 года. Номер запчасти — 14411-AA700. Можно ожидать мощности двигателя 350—370 л.с. Также использует конструкцию типа «5-arc». Раскручивается так же, как и VF34/35. На 2-литровые двигатели встаёт без изменений.

VF52
VF52
VF52VF52 устанавливается штатно на Impreza WRX 2009 года, и является замечательным выбором для тех, кто имеет WRX 2008 года, но не удовлетворён мощностью. Является штатной и поэтому встаёт почти без переделок (линии охлаждения и интеркулер остаются штатные, но тепловой щит, возможно, нужно будет резать из-за другой конфигурации перепускного клапана). От данной турбины можно ожидать отдачи в районе 320 л.с. Номер запчасти — 14411-AA800.

subaru-jdm.blogspot.com

Отправить ответ

avatar
  Подписаться  
Уведомление о