Через уплотнительные кольца передается 75 - 80 % всего теплового потока от днища поршня. При этом через первое кольцо отводится 40 - 50 % всей теплоты, через второе - в 2 раза меньше, через третье - в 4 раза меньше.

Недостаточный отвод теплоты от днища поршня может привести к его перегреву и, как следствие этого, к появлению трещин.

В двигателях с высокими тепловыми напряжениями допускается изготовлять составной поршень, и применение проточного охлаждения поршня.

В таких поршнях, охлаждающее масло по каналам расположенным внутри стержня шатуна, через отверстие в головке шатуна впрыскивается в полость головки поршня, омывая центральную часть днища поршня, и по специальным каналам поступает в боковые полости головки поршня и затем стекает в картер двигателя. Головка у таких поршней обычно изготавливается из жаростойкого металла: сталь 2Х13 или из легированного чугуна.

Исходные данные:

Радиальный зазор в канавке поршня: t = 0.0009 м

Отношение длины мотыля к длине шатуна: = 0.25

Толщина стенки головки поршня:

Радиальная толщина кольца:

Внутренний диаметр поршня:

Диаметр поршня по дну канавок:

Толщина донышка поршня для поршней с искусственным охлаждением:

Расстояние от первого поршневого кольца до кромки донышка:

Толщина цилиндрической стенки головки поршня:

Чтобы устранить защемление поршня в цилиндре вследствие его расширения при нагревании, диаметр поршня должен быть меньше диаметра цилиндра.

Диаметральный зазор между головкой поршня и цилиндром:

Диаметральный зазор между направляющей частью поршня и цилиндром:

Напряжения сжатия в головке поршня:

Удовлетворяет условию

Внутренний радиус днища:

Изгибающий момент относительно сечения 1-1:

Момент сопротивления донышка:

Напряжение изгиба донышка поршня:

Удовлетворяет условию

Высота головки поршня:

Высота юбки поршня:

Наибольшая нормальная сила, действующая на стенку цилиндра:

Наибольшее допустимое давление на стенки цилиндра:

удовлетворяет условию

Наибольшее допустимое удельное давление на поверхность опорных гнезд пальца:

Удовлетворяет условию

В составном поршне шпильки, служащие для соединения его головки с направляющей частью, испытывают напряжения растяжения силами инерции головки и силами трения поршня.

При прохождении поршнем верхнего крайнего положения сила инерции, действующая на шпильки его головки, будет равна:

где G - вес головки поршня с охлаждающей жидкостью, кг;

- отношение длины мотыля к длине шатуна;

r - длина мотыля, м.

Усилие возникающее при заедании поршня и условно принимаемое равным:

Расчетные напряжения в шпильках определяют из уравнений:

где - диаметр шпилек, см;

m - число шпилек.

Для углеродистой стали допускается и для легированной .

Принимаем шпильки из легированной стали.

4.2.2 Расчет поршневого пальца

Поршневой палец работает в сравнительно тяжелых условиях: ударный характер нагрузки; большие удельные давления на поверхность пальца; воспринимает тепло от сильно нагретого донышка поршня; подвод масла на поверхность пальца затруднен. Поэтому материал пальца должен обладать вязкостью, высокой прочностью и твердой поверхностью.

Пальцы изготовляют путем поковки или штамповки. Для быстроходных дизелей из легированных сталей. Для получения необходимой твердости поверхность пальца цементируют и закаливают с глубиной цементованного слоя в зависимости от диаметра пальца 0,5 - 2 мм.

Коэффициент, учитывающий массу пальца: к = 0.97

Модуль упругости стали12ХНЗА:

Диаметр пальца:

Длина пальца:

Внутренний диаметр пальца:

Длина втулки шатуна:

Расстояние между торцами бобышек:

Расстояние между серединами опор пальца:

Длина вкладыша головного подшипника:

Изгибающий момент относительно опасного сечения:

Момент сопротивления для сечения пальца:

Напряжения изгиба:

Удовлетворяет условию

Отношение внутреннего диаметра пальца к наружнему:

Площадь поперечного сечения пальца:

Срезывающие напряжения:



Удовлетворяет условию

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

Относительная деформация пальца:

Удовлетворяет условию

Напряжения овализации на внешней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости

в вертикальной плоскости

Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости

в вертикальной плоскости

удовлетворяет условию

Удельное давление в головном подшипнике:

удовлетворяет условию

4.2.3 Расчет поршневого кольца

Лучшим материалом для изготовления поршневых колец является чугун, так как он обладает хорошим антифрикционными качествами благодаря наличию в структуре свободного графита и удовлетворительной жаростойкостью при температуре 300 - 400 С.

Поршневые кольца изготовляют из чугуна марки СЧ24-44 с содержанием фосфора до 0,7% и с мелкокристаллической структурой. Твердость поршневых колец для повышения срока их службы должна быть на 20-30 единиц по Бринеллю больше твердости рабочей втулки цилиндра. Опытные данные показывают, что покрытие рабочей поверхности поршневого кольца пористым хромом увеличивает срок его службы и уменьшает износ рабочей втулки цилиндра.

Модуль упругости чугуна:

Радиальная толщина:

Вырез кольца:

Температурный зазор:

Высота кольца:

Деформация кольца при свободном состоянии:

Деформация кольца при надевании на поршень:

Зазор в замке в свободном состоянии:

В цилиндре двигателя кольцо находится в сжатом состоянии, а при надевании его на поршень оно разводится. В том и другом случае в нем возникают напряжения изгиба.

Напряжения изгиба кольца в рабочем состоянии:

удовлетворяет условию

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

Удовлетворяет условию

Удельное давление кольца на стенку цилиндра:

Сила противодействия погибу кольца:

4.3 Расчет цилиндровой втулки

Рабочие втулки цилиндра обычно изготавливают из чугуна перлитной структуры марки СЧ28-48 и из чугуна, легированного хромом и никелем. В быстроходных двигателях, в целях уменьшения веса, втулки цилиндра иногда выполняют из чугуна марки СЧ32-52 или из легированной стали с азотированием внутренней поверхности.

Износостойкость чугунных рабочих втулок цилиндра, кроме того, может быть повышена термической обработкой чугуна или покрытием внутренней поверхности тонким слоем пористого хрома.

Коэффициент линейного расширения чугуна:

Коэффициент Пуассона:

Модуль упругости чугуна:

Температурный перепад:

Допустимое напряжение на растяжение:

Диаметр верхнего опорного бурта:

Высота опорного бурта:

Расчетная толщина втулки:

Толщина стенки втулки:

Напряжения растяжения от действия давления газов:

удовлетворяет условию

Температурные напряжения во втулке:

Суммарные напряжения от давления и перепада температуры:

на наружной поверхности

на внутренней поверхности

удовлетворяет условию

4.4 Расчет шатуна

Назначение шатуна - передавать усилия от поршня двигателя к коленчатому валу. Шатун в собранном виде состоит из верхней головки, стержня и нижней головки. С помощью головного подшипника шатун соединяется с поршнем, а посредством мотылевого - с мотылевой шейкой коленчатого вала. При передачи усилий от поршня к коленчатому валу в стержне шатуна возникают напряжения сжатия и изгиба. Кроме того, вследствие быстрого нарастания давления в цилиндре в период сгорания топлива шатун подвержен ударной нагрузке.

В связи с этим материал для изготовления шатуна должен быть высокого качества. Шатуны отковывают или штампуют из углеродистой или легированной стали. Углеродистые стали применяются марок: Ст5,35, 30У и 35У. Легированные стали применяют следующих марок: 40ХН, 30ХМА, 20ХНЗА, 38ХМЮА.

Вкладыши головного подшипника чаще всего изготовляют литыми из бронзы, но их выполняют и стальными с последующей заливкой слоем антифрикционного сплава.

Длина шатуна:

Модуль упругости стали:

Диаметр стержня шатуна:

Внутренний диаметр круглой верхней головки шатуна:

Наружный диаметр круглой верхней головки:

Длина верхней головки шатуна:

Расстояние между шатунными болтами:

Диаметр шатунных болтов:

Длина стержня шатуна:

Размеры сечения шатуна:

Минимальная площадь стержня:

Напряжения сжатия в стержне шатуна:

удовлетворяет условию

Площадь среднего сечения:

Момент инерции шатуна:



Радиус инерции сечения:

Напряжения от сжатия и изгиба:

Сила инерции элемента стержня шатуна:

Равнодействующая сил инерции:

Наибольший изгибающий момент:

Радиальная толщина стенки головки:

Радиальная толщина стенки головки:

Толщина стенки головки шатуна:

Сила, возникающая при заедании поршня:

Напряжения растяжения в верхней головке шатуна:

Удовлетворяет условию

Момент инерции сечения головки шатуна:

Относительная деформация верхней головки шатуна:

удовлетворяет условию

4.5 Расчет коренного подшипника скольжения судового дизеля с помощью программы “PODSHIP3”разработанной на кафедре СДВС, СПГУВК

На большинстве эксплуатируемых на флоте дизелей предусмотрены стальные вкладыши с толщиной стенки 10 - 15 мм, называемые толстостенными. Материалами антифрикционной заплавки этих вкладышей являются баббит Б83 и свинцовистая бронза БрС30.

Также применяются тонкостенные сталеалюминиевые или сталебронзовые вкладыши. У тонкостенных вкладышей толщина от 2 мм при диаметре шейки вала 50 - 80 мм до 6 мм при диаметре ее 250 - 320 мм. Основными материалом для вкладыша служит сталь марки 10. Сталеалюминиевые вкладыши могут быть изготовлены из электротехнической нелегированной стали тонколистовой стали, сталебаббитовые - из стали 15. Внутреннюю поверхность вкладышей покрывают слоем антифрикционного сплава, в качестве которого используют у сталеалюминиевых вкладышей алюминиевый сплав А020-1, у сталебаббитовых вкладышей - баббит Б83.

Толщина антифрикционного слоя тонкостенных вкладышей составляет от 0,3 до 1 мм. Сплав А020-1 наносят на стальную ленту в процессе ее прокатки. Из такой биметаллической ленты вкладыши изготовляют штамповкой.

Исходные данные :

1. Число цилиндров, диаметр и ход поршня, м : 6; 0,12; 0,14

2. Мощность, кВт и частота вращения коленчатого вала, об/мин. : 176; 1500

3. Отношение длины коренной шейки коленвала к ее диаметру : 0,45

4. Механический КПД : 0,87

5. Ресурс двигателя до капитального ремонта : 29400

6. Давление, МПа и температура, C масла на входе в подшипник : 0,5; 80

7. Плотность, кг/куб. м и кинематическая вязкость масла, сСт : 950; 14

Результаты расчетов :

Дизель WD 615

Диаметр 0,12 м и длина 0,06 м коренной шейки.

Окружная 104,7 рад. и абсолютная 5,8 м/с скорости.

Минимальный 73 мкм, средний 106 мкм, максимальный 139 мкм зазоры.

Вводим значение предельного диаметрального зазора, мкм 139.

Максимальная 31 МПа и средняя за цикл нагрузка на коренную шейку 7,845МПа

Динамическая вязкость 0,013 Па с и плотность масла 911 кг/куб.м

Вводим значения толщины антифрикционного материала на поверхности вкладыша :

Номинальная толщина антифрикционного материала на вкладыше, м : 0,002

Минимальная толщина антифрикционного материала на вкладыше, м :0,001

Расчетная толщина вкладыша 0,005 м.

В качестве антифрикционного материала применяем свинцовистую бронзу.

Максимальная толщина тонкостенного 0,005 м и толстостенного 0,006 м вкладышей.

Число Зоммерфельда 2,544.

Относительный эксцентриситет 0,73.

Угол наклона прямой, проходящей через центры окружностей 43.

Таблица 1.8.

Текущий угол , град.	Текущий зазор, мкм	Текущее давление, МПа
0 10 20 30 40 50 Текущий угол, град	63 63 62 60 57 54 Текущий зазор, мм	0,500 0,547 0,598 0,657 0,732 0,830 Текущее давление, МПа
60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180	50 46 41 37 32 28 23 20 16 14 12 10 10	0,965 1,157 1,438 1,861 2,509 3,514 5,067 7,388 10,537 13,855 15,087 10,776 0,506

Максимальный и минимальный текущие зазоры 63 мкм 10 мкм.

Максимальное давление в слое масла 15,1 МПа.

Критическая толщина пленки масла 4 мкм

Коэффициент запаса по толщине пленки масла 2,54.

Таблица 1.9.

Расстояние от середины вкладыша, мм	Давление в зазоре, МПа	Расстояние от середины вкладыша, мм	Давление в зазоре, МПа
0 3 5 8 10 13	15,09 15,04 14,83 14,37 13,61 12,51	15 18 20 23 25	11,02 9,11 6,74 3,88 0,5

Коэффициенты трения 0,00118 и сопротивления вращению 5,6.

Сила 0,052 кН; мощность 0,303 кВт трения.

Мощность механических потерь в двигателе 35,1 кВт.

Относительные механические потери в коренных подшипниках 6 %.

Коэффициент окружного расхода масла 0,019.

Коэффициент расхода масла через нагруженную часть 0,221.

Коэффициент расхода масла через ненагруженную часть 0,349.

Коэффициент расхода масла, увлекаемого в зазор 3,739.

Теплоемкость масла 2,004 кДж/(кг С).

Приращение температуры масла в нагруженной зоне подшипника 42,8 град. С.

Tемпературa масла на входе в зазор 84 град. С.

Средняя температурa масла в зазоре 101 град. С.

Объемный и массовый расходы масла 0,122E-04 куб.м/с 0,011 кг/с.

Число Зоммерфельда 5,348.

Относительный эксцентриситет 0,81.

Угол наклона прямой, проходящей через центры окружностей 37.

Таблица 1.10.

Текущий угол	Текущий зазор, мкм	Текущее давление, МПа
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180	96 96 94 91 86 81 75 68 61 53 46 38 32 25 20 16 12 11 10	0,500 0,522 0,545 0,573 0,609 0,657 0,726 0,826 0,981 1,226 1,629 2,315 3,514 5,632 9,253 14,648 19,648 16,698 0,510

Максимальный и минимальный текущие зазоры 96 мкм 10 мкм.

Максимальное давление в слое масла 19,6 МПа.

Критическая толщина пленки масла 4 мкм.

Коэффициент запаса по толщине пленки масла 2,5.

Таблица 1.11.

Расстояние от середины вкладыша, мм	Давление в зазоре, МПа	Расстояние от середины вкладыша, мм	Давление в зазоре, МПа
0 3 5 8 10 13	19,65 19,59 19,31 18,7 17,71 16,26	15 18 20 23 25	14,31 11,8 8,69 4,93 0,5

Коэффициенты трения 0,0097 и сопротивления вращению 7,3

Сила 0,042 кН; мощность 0,247 кВт трения.

Мощность механических потерь в двигателе 35,1 кВт.

Относительные механические потери в коренных подшипниках 4,9 %.

Коэффициент окружного расхода масла 0,011.

Коэффициент расхода масла через нагруженную часть 0,218.

Коэффициент расхода масла через ненагруженную часть 0,822.

Коэффициент расхода масла, увлекаемого в зазор 2,579.

Теплоемкость масла 2,004 кДж/(кг С).

Приращение температуры масла в нагруженной зоне подшипника 27,1 град. С.

Tемпературa масла на входе в зазор 81 град. С.

Средняя температурa масла в зазоре 94 град. С.

Объемный и массовый расходы масла 0,324E-04 куб.м/с 0,029 кг/с

Число Зоммерфельда 9,182.

Относительный эксцентриситет 0,85.

Угол наклона прямой, проходящей через центры окружностей 34.

Таблица 1.12.

Текущий угол	Текущий зазор, мкм	Текущее давление, МПа
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180	129 128 126 121 115 108 99 90 80 70 59 49 40 31 24 18 14 11 10	0,500 0,512 0,526 0,542 0,563 0,591 0,632 0,693 0,788 0,943 1,205 1,671 2,534 4,183 7,345 12,933 19,930 19,356 0,513

Максимальный и минимальный текущие зазоры 129 мкм 10 мкм.

Максимальное давление в слое масла 19,9, МПа.

Критическая толщина пленки масла 4 мкм.

Коэффициент по толщине пленки масла 2,59.

Таблица 1.13.

Расстояние от середины вкладыша, мм	Давление в зазоре, МПа	Расстояние от середины вкладыша, мм	Давление в зазоре, МПа
0 3 5 8 10 13	19,93 19,87 19,58 18,97 17,96 16,49	15 18 20 23 25	14,51 11,96 8,81 5 0,50

Коэффициенты трения 0,0082 и сопротивления вращению 8,3.

Сила 0,036 кН; мощность 0,210 кВт трения.

Мощность механических потерь в двигателе 35,1 кВт.

Относительные механические потери в корен. подшипниках 4,2 %.

Коэффициенты окружного расхода масла 0,009.

Коэффициенты расхода масла через нагруженную часть 0,214.

Коэффициенты расхода масла через ненагруженную часть 1,479.

Коэффициенты расхода масла, увлекаемого в зазор 1,968.

Теплоемкость масла 2,004 кДж/(кг С).

Приращение температуры масла в нагруженной зоне подшипника 18,2 град. С.

Tемпературa масла на входе в зазор 81 град. С.

Средняя температурa масла в зазоре 89 град. С.

Объемный и массовый расходы масла 0,691E-04 куб.м/с 0,063 кг/с.

Допустимая скорость изнашивания антифрикционного материала вкладыша % 1,2 мкм/тыс. ч

Предельная скорость изнашивания антифрикционного материала вкладыша % 35,7 мкм/тыс.

4.6 Расчет выпускного клапана

Впускные и выпускные клапаны работают в тяжелых условиях. Выпускной клапан, кроме динамического воздействия, подвержен воздействию горячих продуктов сгорания, омывающих его тарелку, вследствие чего последняя при работе двигателя значительно нагревается. Поэтому материал для изготовления таких клапанов должен быть жаростойким, антикоррозионным, достаточно прочным и вязким, износоустойчивым, не склонным к короблению и образованию трещин, не способным закаливаться на воздухе, при повторных нагревах должен сохранять первоначальные физические свойства. Для быстроходных двигателей клапаны изготовляют из специальных сталей типа сильхром с содержанием 2,2 - 3,9% Si, 2,5 - 20%Cr, 23 - 27% Ni.предел прочности такой стали при температуре нагрева 800 С составляет около 5 кг/мм при удлинении порядка 46%.

Угол фаски опорного седла клапана:

Допускаемые напряжения изгиба в тарелке клапана:

Давление в конце расширения при пуске двигателя:

Площадь проходного сечения клапана:

Диаметр горловины клапана:

Полный ход клапана:

Диаметр тарелки клапана:

Толщина тарелки клапана:

Диаметр штока клапана:

Радиус перехода от штока к тарелке клапана:

Проверка тарелки клапана на прочность:

Расчетное значение больше принятого, принимаем

Наибольшее усилие, возникающее в момент открытия клапана:

Площадь сечения штока:

Напряжения сжатия от наибольшей силы:

Удовлетворяет условию

Выводы: Данный раздел является основой всего дипломного проекта. В этом разделе производился расчет всех необходимых параметров двигателя. Основываясь на среднестатистические данные параметров современных отечественных и зарубежных дизелей, произвели анализ этих параметров и по результатам анализа выбрали двигатель WD 615. По методу Гриневецкого-Мазинга произвели расчет основных показателей двигателя при процессах всасывания, сжатия, горения, расширения и выпуска. Попутно определили удельный эффективный расход топлива, механический, индикаторный, эффективный КПД. Отдельные из этих показателей применили при расчете основных конструктивных элементов и деталей дизеля. К спроектированному двигателю подобрали основные системы обеспечивающие работу дизеля.

5. Расчет агрегата наддува

Исходными данными для расчета являются (из глав 1 и 2):

мощность двигателя Ne = 176 кВт;

удельный расход топлива ge = 215 г/(кВт·ч) = 0,215кг/(кВт·ч);

давление наддува Рк = 0,169 МПа;

коэффициент избытка воздуха ? = 1,617;

коэффициент продувки ?а = 1,149;

температура газов перед турбиной tг = 858К;

расход воздуха двигателем Gв = 0,187 кг/с;

расход газа двигателем Gв = 0,194 кг/с;

степень повышения давления к = 1,695.

Для дальнейших расчетов принимаем давление и температуру наружного воздуха То = 305 К; Ро = 0,10 МПа.

Теперь можно перейти к расчету турбокомпрессора.

5.1 Расчет компрессора

Параметры турбокомпрессора оказывают большое влияние на показатели дизеля с газотурбинным наддувом. Для наддува судовых дизелей применяются, как правило, центробежные компрессоры с рабочими колесами полуоткрытого типа и радиальными лопатками /9/.

Работа адиабатного сжатия 1 кг воздуха в наддувочном компрессоре от давления Ро до давления Рк

Lад= ·То··305·48210 Дж/кг.

Где k = 1,4 - показатель адиабатного сжатия в компрессоре; R - газовая постоянная воздуха, R = 287 Дж/(кг·К).

Задавшись безразмерным коэффициентом напора ?h =1,28 , найдем окружную скорость И2 на внешнем диаметре колеса D2 (рис. 6.1)

Полученное значение И2 близко к диапазону 200-350 м/с характерному для выполненных двигателей и меньше значения 450 м/с граничного по условиям прочности.

Далее определяем размеры входного устройства. Его проходное сечение равно

(6)

где С0 - скорость воздуха на входе; ?0 - плотность воздуха на всасывании.

Наибольшее значение КПД компрессора достигает при скорости воздуха непосредственно на входе в рабочее колесо С1 равной (0,28-0,32)·И2. Принимаем С1= 0,28·И2 = 0,28·274,4 = 77 м/с. Согласно /9/ скорость С0 =(0,3-0,4)·С1. Принимаем С0 = 0,3·С1 = 0,3·77 = 23 м/с.

Плотность воздуха на всасывании определяем по формуле



Рис. 5.1. Рабочее колесо нагнетателя

Тогда, подставив в формулу (6) известные величины получим

Принимаем коэффициент потерь входного устройства равным ?0=0,2, тогда плотность воздуха на входе в рабочее колесо равна

Проходное сечение на входе в рабочее колесо равно

Принимаем диаметр вала компрессора равным dв = 0,01 м = 10 мм. Тогда диаметр ступицы колеса равен

D0 = dв + 30 = 10 + 30 = 40 мм = 0,040 м.

Диаметр входной части рабочего колеса равен

Принимаем безразмерный коэффициент расхода равным q = 0,005. Внешний диаметр колеса равен

Принимаем D2 = 0,10 м, что соответствует типоразмерному ряду турбокомпрессоров типа ТК по ГОСТ-9658.

Оцениваем частоту вращения ротора турбокомпрессора

52170 об/мин.

Полученная частота вращения близка к значениям характерным для турбокомпрессора четырехтактного судового дизеля /7, стр.133, рис. 3.17 и 10, стр.182/.

Определяем средний диаметр на входе в рабочее колесо

Находим окружные скорости во входном сечении (рис. 6.2)

Рис. 5.2. График скоростей на входе в колесо компрессора

Углы изгиба лопаток колеса на входе

Принимаем поправки ??0=30' и ??1=3°, тогда действительные углы изгиба

?0д = ?0 + ??0 = 43° + 30' = 43°30';

?1д = ?1 + ??1 = 27°25' + 3° = 30°25'.

Относительная скорость воздуха W1 на входе в колесо (на среднем диаметре) равна

Температура воздуха на входе в рабочее колесо равна

Отношение скорости воздуха W1 к скорости звука ? равно

Полученное значение М1 лежит в рекомендованных пределах 0,30-0,60 /9, стр.5/.

Для лопаток радиального типа угол изгиба лопаток на выходе равен ?2 = 90°.

Принимаем из диапазона 15-26° значение ?к равным ?к = 24°. Тогда число рабочих лопаток равно

Шаг лопаток составляет



Выбираем толщину лопатки ?2 равной ?2 = 1,0 мм, толщину ?1 принимаем равной ?1 = 5 мм. При этом коэффициенты раскрытия лопаток будут таковы

Ширина лопатки на входе воздушного потока в рабочее колесо равна

Задаемся радиальной составляющей скорости на выходе С2г = С1 = 77 м/с (рис. 6.3).

Коэффициент закрутки ?2 при числе лопаток ZЛ = 15 равен ?2 = 0,88.



Рис. 5.3. График скоростей на выходе из колеса компрессора

Скорость закручивания потока на выходе равна

Абсолютная скорость потока на выходе из рабочего колеса составит

Составляющие относительной скорости равны

Поэтому относительная скорость воздуха на выходе из колеса равна

Углы ?2 и ?2 определяются из выражений

Далее определяем изменения термодинамических параметров воздушного потока при его движении через каналы рабочего колеса.

Температуру воздуха на входе в рабочее колесо определили раннее Т1 = 303 К.

Коэффициент потерь при осевом входе воздуха в компрессор принимаем (как и ранее) равным ?0 = 0,2, тогда потери энергии на входе в рабочее колесо равны

Показатель политропы процесса на участке входа

Давление воздуха на входе в рабочее колесо

Потери энергии в колесе компрессора складываются из следующих составляющих.

Принимая коэффициент потерь при загнутых лопатках на входе равным ?1=0,5, потери на входе в колесо составят



Принимая коэффициент потерь на поворот потока в рабочем колесе равным ?2 = 0,4, потери на поворот составят

Принимая коэффициент потерь на трение в каналах между лопатками равным ?3 = 0,15 потери на трение составят

Принимая коэффициент потерь на трение диска равным ?4 = 0,05 потери на трение диска составят

Принимая коэффициент потерь при изменении скорости потока в колесе от W1 на входе до W2 на выходе равным ?5 = 0,5 потери составят

Таким образом, суммарные потери будут равны

L? = L1 + L2 + L3 + L4 + L5 = 961 + 2645 + 288 + 1237 + 2282 = 7413 Дж/кг.

Для колес с радиально направленными рабочими лопатками коэффициент ?к определяется по уравнению

Температура воздуха на выходе из колеса равна

Показатель политропы процесса сжатия воздуха в колесе находим из выражения

дизель судно речной флот

Давление воздуха на выходе из рабочего колеса

Плотность воздуха при определенных выше условиях равна

Ширина лопатки на выходе воздушного потока из рабочего колеса равна

Находим отношение в2/D2 = 0,0063/0,10 = 0,063. Полученное отношение попадает в обычные пределы 0,045-0,07.

Далее определяем размеры выходного направляющего аппарата, который включает безлопаточную часть диффузора, лопаточный диффузор и улитку.

Рассчитываем безлопаточную часть.

Ширина безлопаточного диффузора на входе принимается равной в3 = в2 = 0,0063 м.

Внешний диаметр безлопаточного диффузора принимаем равным

D3 = 1,2 · D2 = 1,2 · 0,10 = 0,12 м.

Поскольку принята постоянная ширина диффузора, то радиальная составляющая абсолютной скорости потока на выходе из безлопаточного диффузора равна

Скорость закручивания потока равна

Абсолютная скорость потока составит

Температура воздуха на выходе из безлопаточного диффузора

Принимаем показатель политропы на рассматриваемом участке равным

nд = 1,7, тогда давление воздуха

Для проверки правильности выбора D3 и в3 находим вспомогательные величины

Полученные величины подставляем в соотношение

Поскольку несоблюдение равенства не превышает 5% размеры D3 и в3 оставляем прежними.

Оцениваем угол вектора абсолютной скорости на выходе из безлопаточного диффузора

Рассчитываем лопаточный участок диффузора (рис. 5.4).

Рис. 5.4. Направляющий аппарат диффузора

Внешний диаметр принимаем равным D4 = 1,6 · D2 = 1,6 · 0,10 = 0,16 м.

Количество лопаток Zн направляющего аппарата принимаем меньше числа лопаток рабочего колеса и не кратным ZЛ, тогда Zн = 14 шт.

Толщина лопаток принимается равной ?н = 2 мм.

Угол лопатки на входе ?3 выбираем из условия получения нулевого угла атаки ?3 = ?3.

На выходе из лопаточного аппарата принимаем ?4 ? ?4 = 25°.

Лопатки выполняем в виде дуг окружности, радиус дуги определяем из выражения

Радиус окружности центров дуг лопаток равен

Шаг лопаток на входе воздушного потока в лопаточный диффузор составляет

на выходе

При этом коэффициент раскрытия лопаток на внутреннем диаметре равен

на внешнем

Принимаем равенство плотностей ?'3 ? ?3.

Плотность воздуха при определенных выше условиях равна



Радиальная скорость на входе в лопаточный направляющий аппарат

Абсолютная скорость составит

Температура воздуха на входе в лопаточный диффузор

Принимаем показатель политропы на рассматриваемом участке равным nд = 1,7, тогда давление воздуха

Плотность равна

Полученное значение ?'3 отличается от принятого ранее менее чем на 4%, поэтому вносить коррективы в расчет, связанный с определением С'3г не нужно.

Абсолютная скорость потока на выходе из лопаточного диффузора принимается равной C4 = 0,8 · С1 = 0,8 · 77 = 62 м/с.

Ее радиальная составляющая равна

Скорость закручивания потока составит

Температура воздуха на выходе из лопаточного диффузора

Коэффициент потерь в каналах диффузора принимаем равным ?д = 0,2, тогда потери энергии равны

Показатель политропы процесса сжатия воздуха в диффузоре находим из выражения

Давление воздуха на выходе из рабочего колеса



Плотность воздуха при определенных выше условиях равна

Ширина лопатки на выходе воздушного потока из рабочего колеса компрессора равна

Находим отношение характерных площадей

Полученное отношение меньше рекомендованных /9/ пределов 2,5-3,5, однако для малоразмерных компрессоров это приемлемо, тем более, что заданное ?к обеспечивается.

Переходим к расчету улитки.

Среднюю скорость потока на выходе из улитки принимаем равной

C5 = 0,8 · С1 = 0,8 · 77 = 49,6 м/с.

Тогда температура воздуха на выходе составит



Принимаем КПД улитки равным ?5 = 0,5, тогда показатель политропы расширения равен

Давление воздуха на выходе из улитки

Полученное давление Р5 обеспечивает заданное давление Рк.

Плотность воздуха при определенных выше условиях равна

Выходная площадь сечения улитки

Диаметр улитки на выходе

Изменение диаметра по углу улитки ?у определим по уравнению

Радиус внутренней поверхности

Максимальный радиус улитки

Удельная адиабатная работа сжатия равна

Lад= ·То·· 305 ·48210 Дж/кг.

Адиабатный КПД компрессора

Полученное значение КПД близко к значениям указанным в /9/.

Коэффициент напора равен



Полученное значение укладывается в диапазон указанный в /9/.

Мощность, потребляемая компрессором

5.2 Расчет газовой турбины

Для привода компрессора используются как осевые, так и радиальные центростремительные турбины. Типоразмерный ряд турбокомпрессоров (ГОСТ 9558-66) предусматривает применение осевых турбин в агрегатах наддува типа ТК-18, ТК-23, ТК-30, ТК-38, ТК-50 и ТК-64, которыми оснащаются мощные средне- и малооборотные дизели и радиальных центростремительных турбин в турбокомпрессорах типа ТКР-7, ТКР-8,5, ТКР-11, ТКР-14 и ТКР-23, используемых для форсировки быстроходных двигателей.

Расчет проводим для осевой газовой турбины.

Расход газов берем из главы 1

Температура газов перед турбиной определена в главе 1 и равна Тг = 858 К.

Принимаем скорость газового потока на входе в сопловой аппарат равной СГ = 100 м/с. Показатель адиабаты согласно /9/ равен кг =1,34. Число Маха равно

Тогда температура заторможенного потока на входе в сопловой аппарат равна

Из главы 1 находим общий КПД турбины, учитывающий и механические потери в турбокомпрессоре ?Т = 0,944. Там же определена удельная адиабатическая работа расширения в турбине

Противодавление за турбиной принимаем равным Р2 = 0,108 МПа = 108000 Па. Таким образом, давление газов перед турбиной будет равно

Задаемся степенью реактивности турбины ? = 0,25. Удельная адиабатная работа расширения газа в сопловом аппарате равна

Принимаем коэффициент скорости соплового аппарата равным ?=0,95. Тогда абсолютная скорость потока на выходе из сопла составит

Принимаем значение параметра ? = 0,5. Находим окружную скорость

По соображениям прочности И не должна превышать 350 м/с. Это условие соблюдается.

Принимая частоту вращения ротора турбокомпрессора равной частоте вращения компрессора (определенной в разделе 6.1) nт = nк = 52170 об/мин, находим средний диаметр рабочего колеса турбины

Определяем давление, температуру и плотность газа на выходе из соплового аппарата

Проходное сечение соплового венца будет равно

Угол ?1, между вектором абсолютной скорости С1 и плоскостью вращения ротора турбокомпрессора принимаем равным ?1 = 20?.

Количество сопловых лопаток (рис. 6.5) оцениваем по их шагу tc, задаваясь значением tc = 11 мм = 0,011 м получим



Принимаем ZC = 26 шт

Рис. 5.5. Колесо турбины с решеткой

Принимаем толщину выходной кромки сопловой лопатки равной ?с = 1,5 мм = 0,0015 м, тогда коэффициент раскрытия лопаток аппарата находим из выражения

Радиальная длина (высота) лопаток соплового аппарата равна

Параметры газовой струи на входе в рабочее колесо определяет следующим образом.

Относительная скорость на входе в колесо равна

Температура заторможенного потока

Угол между вектором относительной скорости и направлением вращения рабочего колеса

Работа адиабатного расширения газа в рабочем колесе равна

Принимаем коэффициент скорости равным ? = 0,9. Тогда на выходе из рабочего колеса относительная скорость газа составит

Угол между вектором относительной скорости и направлением вращения рабочего колеса выбираем для активной лопатки равным ?2 = ?1 - 5 = 38 - 5 = 33?.

Принимаем шаг лопаток равным tр = 12 мм = 0,012 м, тогда число рабочих лопаток равно

Принимаем число рабочих лопаток равным Zр = 24. Принимаем толщину выходной кромки рабочей лопатки равной ?Р = 1,0 мм = 0,001 м, тогда коэффициент раскрытия лопаток аппарата находим из выражения

Температура и плотность потока на выходе из рабочего колеса равны

Высоту рабочих лопаток принимаем равной lр = lс = 0,024 м. Корректируем угол

Тогда ?2 = 25?.

Находим величину напряжений на разрыв рабочей лопатки от центробежных сил

Полученные напряжения меньше допустимых 240-260 МПа.

Абсолютная скорость газа на выходе из рабочего колеса равна

Угол между вектором скорости и направлением вращения колеса равен

Работа на окружности рабочего колеса турбины

Адиабатный КПД турбины

Окружной КПД

В первом приближении потери на утечки, трение и вентиляцию принимаем равными 3%, тогда внутренний КПД турбины

Механический КПД турбины принимаем из главы 1 равным ?М = 0,944. Тогда эффективный КПД турбины и развиваемая ею мощность равны

Определяем небаланс мощности турбины и компрессора

Полученное значение мощности турбины соответствует небалансу мощности, потребляемой компрессором, менее 5%, расчет можно считать выполненным.

6. Научно - исследовательский фрагмент. Установка генератора кавитации в топливную систему буксира проекта Р-50

6.1 Обоснование установки генератора кавитации

Для повышения технико - экономических показателей судна проекта Р-50, было принято решение установить генератор кавитации в топливную систему ГД (WD 615) c целью уменьшения удельного расхода топлива и повышению моторесурса главных двигателей.

Ресурс и эффективность работы топливной аппаратуры в большей степени зависит от физико-химического состава топлива и его подготовки перед подачей в топливную систему двигателя.

Одним из способов повышения надёжности топливной аппаратуры судовых дизелей, является её кавитационная обработка в системе топливоподачи.

При обработки топлива данным способом под воздействием кавитации алгомераты и молекулы углеводородов расщепляются на более лёгкие, что приводит к уменьшению вязкости и плотности, снижению температуры вспышки. При обработке смеси топлива и воды происходит образование мелкодисперсной водотопливной эмульсии с размерным рядом частиц водной фазы до 1-5 мкм.

Генератор кавитации позволяет обрабатывать различные сорта топлив, имеет простую констукцию и технологию изготовления и при этом обеспечивает:

· Уменьшение вязкости и плотности топлива, что понижает величину сил трения и износ прецизионных пар топливной аппаратуры, способствует снижению их перегрева и заклинивания, образования нагара на поверхности элементов распылителей форсунок.

· Снижение температуры вспышки, что значительно улучшает способность топлив к самовоспламенению, определяющий дальнейший процесс сгорания и уровень тепловых и механических напряжений в деталях ЦПГ.

· Уменьшение размеров твёрдых примесей в топливе, что снижает вероятность образования задиров на поверхностях прецизионных пар, коррозии деталей топливной аппаратуры, ЦПГ и систем газовыпуска, увеличивая их ресурс.

· Гомогенизацию обводнённых топлив до уменьшения размеров частиц водной фазы до 1-5 мкм, что даёт возможность их применения без отрицательного воздействия водной составляющей на прецизионные пары топливной аппаратуры, не вызывая нарушений в их работе.

6.2 Сущность изобретения

Генератор кавитации является гидродинамическим устройством, обеспечивающим возникновение режима ультразвуковой кавитации за счет перепада давлений на входе и выходе устройства.



Устройство содержит: цилиндрический корпус 1 с патрубками 2, 3 подачи и удаления жидкого топлива. В патрубке 2 размещена винтовая вставка 6 для перемешивания топлива. В корпусе 1 размещен ультразвуковой струйный излучатель 7. Излучатель 7 выполнен в виде двух спиралей 7a, 7b Архимеда, лопасти которых имеют противоположные направления и расположены друг между другом. Устройство дополнительно снабжено камерой 14 переменного сечения, расположенной за струйным излучателем 7 по ходу потока жидкого топлива. Камера имеет сужающуюся и расширяющуюся части 14a, 14b. Минимальный диаметр do камеры 14 определяется соотношением:

do - минимальный диметр камеры, м;

К= 5. ..10 - расчетный коэффициент, учитывающий физические свойства жидкого топлива;

Q - заранее заданный расход жидкого топлива, проходящий через систему топливоподачи, м3/с;

P2 - заранее заданная величина давления в потоке жидкого топлива на выходе из указанной камеры, Па;

Pc - давление в потоке жидкого топлива, при котором при заданном перепаде между давлением в этом потоке перед струйным излучателем 7 и давлением в этом потоке в сужающейся части 14a камеры 14 после струйного излучателя 7 возникает кавитация в потоке топлива в расширяющейся части 14b камеры 14

Изобретение относится к системам топливоподачи энергетических установок, а именно к устройствам для обработки жидкого топлива, а более точно, к устройствам для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи. Устройство может быть использовано при подготовке жидкого топлива для энергетических установок. Наиболее успешно изобретение может быть использовано при подготовке тяжелых низкосортных видов топлива.

При использовании в энергетических установках тяжелых низкосортных видов топлива сгорание такого топлива из-за наличия в нем разнообразных примесей происходит не полностью. Это обусловливает относительно невысокую эффективность использования такого топлива, а также увеличивает количество вредных выбросов в атмосферу. Поэтому такое топливо нередко подвергают предварительной обработке для диспергирования и гомогенизации содержащихся в нем примесей.

Известен ультразвуковой гидродинамический излучатель [SU, A, 1532083] предназначенный для получения мелкодисперсных эмульсий. Излучатель содержит цилиндрический корпус, в стенках которого выполнены входные тангенциальные отверстия для образования вихревой камеры. Излучатель снабжен выходным соплом, расположенным коаксиально вихревой камере. Выходное сопло выполнено витым в направлении, совпадающем с направлением оси тангенциального отверстия в корпусе вихревой камеры. В крышке камеры, соосно выходному соплу, выполнено отверстие для установки пористого вкладыша.

При работе такого устройства жидкость поступает в вихревую камеру излучателя через входные тангенциальные отверстия и под воздействием центробежных сил образует в вихревой камере закрученный жидкостный вихревой поток. При этом в вихревой камере образуется зона разряжения. Под действием создавшегося перепада давления через пористый вкладыш всасывается газовоздушный компонент, который захватывается вращающейся с большой скоростью жидкостью, смешивается с ней и под действием возникающих в излучателе ультразвуковых колебаний интенсивно диспергируется. В выходном сопле происходит дополнительная закрутка газожидкостного потока и еще более интенсивное диспергирование жидкости.

Описанный гидродинамический излучатель позволяет проводить обработку жидкости в потоке. Он используется для интенсификации различных технологических процессов получения мелкодисперсных эмульсий, а также для пенообразования и газонасыщения жидкости.

Однако при использовании такого устройства для обработки высоковязких жидкостей, таких, как тяжелые низкосортные типы топлива, не достигается достаточно высокой степени гомогенизации и диспергирования жидкости. Это обусловлено тем, что возникающие в излучателе ультразвуковые колебания не обладают достаточно высокой амплитудой для успешной обработки таких жидкостей. Процессы диспергирования и гомогенизации высоковязких жидкостей наиболее успешно осуществляются под воздействием ультразвуковых колебаний, сопровождающихся кавитацией.

Известно устройство для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи [FR, A, 2612567] содержащее цилиндрический корпус с патрубками для подачи и отвода жидкого топлива в ультразвуковой струйный излучатель. Ультразвуковой струйный излучатель выполнен в виде двух коаксиально размещенных по отношению друг к другу спиралей Архимеда, лопасти которых ориентированы в противоположных направлениях. Одна из спиралей жестко прикреплена к основанию корпуса, а другая установлена с возможностью перемещения вдоль оси корпуса, причем лопасти одной спирали размещены между лопастями другой спирали так, что обращенные друг к другу поверхности лопастей спиралей образуют каналы для прохождения обрабатываемой жидкости.

При работе такого устройства внутрь корпуса через патрубок для подачи жидкости поступает подлежащее обработке топливо, проходит через каналы, образованные лопастями струйного излучателя, и через отверстие в основании корпуса поступает в выходной патрубок. Поток жидкости, проходящий через струйный излучатель, испытывает торможение на его лопастях. При этом возникают колебания давления, происходящие с ультразвуковой частотой. В локальных областях потока минимальное давление оказывается меньше давления насыщенных паров обрабатываемой жидкости и возникает явление кавитации, что обеспечивает высокое качество обработки топлива.

Это устройство позволяет проводить эффективную обработку жидкого топлива, в том числе низкосортных высоковязких его типов, при давлении на выходе из устройства, совпадающем с давлением топливоподачи системы, от 1 до 5 кгс/см2. При более высоких значениях давления топливоподачи, что имеет место, например, при подаче его в котельных установках, создание условий для возникновения кавитации, а, значит, и для качественной обработки топлива, затруднено.

Авторами было установлено, что давление, при котором возникает кавитация в потоке жидкости в таком устройстве, зависит от перепада между давлением в потоке жидкости до струйного излучателя и давлением в потоке жидкости после струйного излучателя. При увеличении давления на выходе из устройства величина этого перепада резко возрастает. Так, при давлении топливоподачи 1.5 кгс/см2 для возникновения кавитации необходимо, чтобы этот перепад составлял 3. 6 кгс/см2, а при давлении топливоподачи 10.20 кгс/см2уже около 100 кгс/см2. Очевидно, что для создания такого перепада давления, а, значит, и для качественной обработки топлива при относительно высоком давлении топливоподачи потребуются такие большие энергетические затраты, которые сведут на нет весь экономический эффект, полученный от обработки топлива.

В основу настоящего изобретения положена задача создания устройства для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи, которое между ультразвуковым струйным излучателем и патрубком для отвода жидкого топлива было бы выполнено таким образом, чтобы обеспечить кавитацию в потоке жидкости при увеличении давления на выводе из устройства с сохранением относительно небольшого перепада между давлением в потоке жидкости до ультразвукового струйного излучателя и давлением в потоке жидкости после указанного излучателя и тем самым уменьшить энергетические затраты при обработке жидкого топлива, а также повысить качество обработки топлива и тем самым уменьшить количество вредных выбросов в атмосферу при его сжигании.

Поставленная задача решается тем, что устройство для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи, содержащее корпус с патрубками для подачи и отвода жидкого топлива, и ультразвуковой струйный излучатель для создания пульсаций давления в потоке жидкого топлива, в соответствии с изобретением снабжено камерой с переменным диаметром сечения, расположенной за струйным излучателем по ходу потока жидкого топлива, содержащей сужающуюся и расширяющуюся части, при этом минимальный диаметр камеры определяется соотношением

где

do минимальный диаметр камеры, м;

К= 5.10 расчетный коэффициент, учитывающий физические свойства жидкого топлива;

Q заранее заданный расход жидкого топлива, проходящего через систему топливоподачи, м3,c;

P2 заранее заданная величина давления в потоке жидкого топлива на выходе из указанной камеры, Па;

Pc давление в потоке жидкого топлива, при котором при заданном перепаде между давлением в этом потоке перед струйным излучателем и давлением в этом потоке в сужающейся части камеры после струйного излучателя возникает кавитация в потоке топлива в расширяющейся части камеры, Па.

После прохождения потоков жидкого топлива через ультразвуковой излучатель в этом потоке, так же, как это имеет место в известном устройстве, описанном выше, возникают пульсации давления, происходящие с ультразвуковой частотой. При прохождении пульсирующим потоком сужающейся части камеры скорость потока возрастает, а среднее давление падает. Среднее давление в потоке достигает наименьшего значения в самой узкой части камеры, и при минимальных значениях пульсирующего давления в потоке возникают кавитационные полости. При прохождении потоком расширяющейся части камеры скорость этого потока замедляется, а давление возрастает. В результате кавитационные полости схлопываются и происходит гомогенизация и эмульгирование жидкого топлива.

Благодаря тому, что минимальный диаметр камеры определяется в соответствии с найденной авторами зависимостью, указанной выше и учитывающей физические свойства жидкого топлива, характеристики системы топливоподачи, а также найденную авторами зависимость между перепадом между давлением в потоке жидкого топлива до струйного излучателя и давлением в этом потоке после струйного излучателя в сужающейся части камеры и давлением в потоке, при котором возникает кавитация, последняя возникает при относительно небольшом значении указанного перепада и относительно большом значении давления на выходе из камеры.

Таким образом, предлагаемое устройство обеспечивает благодаря кавитации высококачественную обработку жидкого топлива, в том числе его низкосортных высоковязких типов и тем самым обеспечивает уменьшение количества вредных выбросов в атмосферу. Благодаря тому, что кавитация возникает при относительно небольшом перепаде давления и относительно высоком давлении на выходе из устройства, предлагаемое устройство обеспечивает снижение эгнергозатрат при обработке жидкого топлива при относительно высоких значениях давления топливоподачи в системе.

Целесообразно для придания потоку жидкого топлива вращательного движения в патрубке подачи жидкого топлива установить винтовую вставку. Благодаря этой вставке подаваемая жидкость дополнительно перемешивается перед поступлением в ультразвуковой струйный излучатель, что еще больше повышает качество обработки топлива.

В дальнейшем изобретение поясняется подробным описанием примера его осуществления со ссылками на прилагаемые чертежи, на которых: на фиг. 1 - общий вид устройства, выполненного в соответствии с изобретением, в разрезе; на фиг. 2 поперечный разрез подвижной спирали струйного излучателя в увеличенном масштабе; фиг. 3 показывает камеру с переменным диаметром сечения, показанную на фиг. 1, в разрезе, в увеличенном масштабе; фиг. 4 - изображает зависимость между давлением, при котором возникает кавитация, и перепадом между давлением в потоке жидкости до струйного излучателя и давлением в потоке жидкости после струйного излучателя.

Как показано на фиг. 1, устройство для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи в соответствии с изобретением содержит цилиндрический корпус 1 с патрубком 2 для подачи жидкого топлива и патрубком 3 для его отвода. Патрубок 2 соединен с помощью гайки 4 с трубопроводом 5, сообщающимся с резервуаром для топлива (на фиг. не показан). В патрубке 2 установлена винтовая вставка 6. Коаксиально корпусу 1 установлен ультразвуковой струйный излучатель 7. Струйный излучатель 7 выполнен в виде двух спиралей Архимеда 7a и 7b, ориентированных вогнутыми сторонами одна к другой. При этом лопасти одной спирали 7a ориентированы в направлении, противоположном направлению лопастей спирали 7b. Спирали 7a и 7b установлены так, что лопасти одной спирали размещены между лопастями другой спирали и образуют каналы 7с прямоугольного сечения для прохождения обрабатываемого топлива. Одна из спиралей 7a расположена на основании 8. Поперечный разрез спирали 7a, размещенной на основании 8, изображен на фиг. 2. Основание 8 со спиралью 7a может перемещаться вдоль оси корпуса 1 (фиг. 1) по направляющим 9 с помощью регулировочной гайки 10 и втулки 11. Вторая спираль 7b размещена на крышке 12 корпуса 1 и закреплена неподвижно относительно корпуса 1 с помощью винтов 13. При перемещении спирали 7а относительно спирали 7b происходит изменение площади поперечного сечения каналов 7с. В крышке 12 выполнено отверстие для прохождения жидкого топлива.

Ультразвуковой струйный излучатель может быть выполнен и иначе, например так, как это описано в известном устройстве [SU, A, 1532083]

Устройство снабжено камерой 14 с переменным диаметром сечения, закрепленной, например, с помощью сварки на крышке корпуса 12 корпуса 1 так, что ось камеры 14 совпадает с осью струйного излучателя 7. Камера 14 имеет сужающуюся часть 14а, расширяющуюся часть 14b и минимальный диаметр do.

Минимальный диаметр do определяется в соответствии с предложенной авторами зависимостью. Для каждого струйного излучателя может быть построена зависимость давления, при котором возникает кавитация, от перепада между давлением в потоке до струйного излучателя и давлением в потоке после струйного излучателя. Зависимость для излучателя, используемого в предлагаемом устройстве, приведена на фиг. 4. По оси абсцисс отложены значения давления Р с, при котором происходит кавитация, в мегапаскалях, а по оси ординат - соответствующие значения перепада между давлением до струйного излучателя и давлением после струйного излучателя ?P, также в мегапаскалях.

Из фиг. 4 видно, что кривая вначале имеет относительно пологую часть, а затем круто поднимается. Более пологая часть кривой соответствует относительно небольшим значениям перепада давления ?P и соответственно относительно небольшим значениям давления Рс. Целесообразно выбирать значения давления Рс из значений, соответствующих этой относительно пологой части кривой. При определении параметров описываемой конструкции авторы приняли величину давления Рс, равной 0,2 МПа. Из графика на фиг. 4 видно, что при этом значении давления Рс перепад Р между давлением в потоке струйного излучателя и давлением в потоке в сужающейся части камеры после струйного излучателя составляет 0,6 МПа. Относительно небольшие значения перепада давления соответствуют относительно небольшим затратам энергии и обуславливают экономичность и эффективность работы устройства. Авторами установлено, что показанная на фиг. 4 зависимость определяется в первую очередь видом излучателя и очень мало зависит от вида используемого топлива. Поэтому такую зависимость можно использовать при выборе характеристик такого устройства для обработки различных видов топлива.

Минимальный диаметр do камеры 14 зависит от характеристик обрабатываемого топлива. Характеристики топлива, а именно плотность, вязкость и другие, учитываются коэффициентом К, значение которого выбирается равным от 5 до 10 и рассчитывается известным в гидравлике способом. Проведенные авторами исследования и расчеты показали, что для более вязких видов топлива следует выбирать более высокие значения коэффициента К. Например, для мазута с вязкостью 600 сСТ при 20oC K=10.

Минимальный диаметр dо камеры 14 зависит также от заранее заданного расхода 0 жидкого топлива, проходящего через систему топливоподачи. Как уже упоминалось выше, спираль 7b струйного излучателя 7 может перемещаться вдоль его оси. При этом изменяется площадь поперечного сечения каналов 7с, что позволяет регулировать расход системы в некотором диапазоне. Каждая система имеет определенный диапазон расхода топлива. При расчете минимального диаметра do камеры 14 можно воспользоваться средним значением между минимальным и максимальным значениями расхода. Но использовать среднее значение расхода топлива можно только в том случае, если максимальное и минимальное значения расхода 0 отличаются друг от друга не более, чем на 100% В том случае, если расход может изменяться в процессе работы более, чем на 100% целесообразно использовать два устройства, работающих параллельно.