Full resolution (JPEG) - On this page / på denna sida - H. 20. 19 maj 1953 - Bilmotorns bränsleekonomiska utveckling, av Einar Bohr
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
Below is the raw OCR text
from the above scanned image.
Do you see an error? Proofread the page now!
Här nedan syns maskintolkade texten från faksimilbilden ovan.
Ser du något fel? Korrekturläs sidan nu!
This page has never been proofread. / Denna sida har aldrig korrekturlästs.
424
TEKNISK TIDSKRIFT
Fig. 17. Termisk verkningsgrad vid
gasturbindrift som funktion av, a
kompressorns och turbinens
verkningsgrader, b tryck förhållandet vid
olika arbetstemperaturer, c
tryck-förhållandet vid olika
värmeväxlare.
Det har visat sig nödvändigt att vid bildrift
använda detta arrangemang med två turbiner11,
en för drivning av kompressorn och en för bilens
kraftöverföring. Skulle en och samma turbin driva
kompressor och kardanaxel skulle
vridmoment-kurvan sjunka brant från beräkningspunkten
vid minskad hastighet, fig. 15.
Beräkningspunkten motsvarar det varvtal, vid vilket turbinen ger
maximal verkningsgrad. Bedan vid ca 40 % av
detta varvtal inträder mot tomgång svarande
förhållanden med vridmomentet 0. Med två
turbiner elimineras denna olägenhet. Turbinen som
driver kompressorn kan därvid utveckla
maximal effekt även vid stillastående kardanaxel,
varigenom vridmomentkurvan får det för bilar
önskade utseendet. Det finns ingen mekanisk
förbindelse mellan de båda turbinerna.
Vridmomentet på kardanaxeln ökas successivt
vid minskad hastighet och vid stillastående är
momentet dubbelt så stort som vid maximalt
varvtal, fig. 16. Drivturbinen kan bromsas
genom ett backslag av marin typ. Utan detta skulle
man inte kunna bromsa med motorn, men genom
backslaget får man en mycket stark
bromseffekt, som delvis kan ersätta bromsning med
ordinära hjulbromsar, t.ex. vid längre
nedförslutningar12.
Fig. 18. Två lika lastbilar för 32 t totalvikt, t.v. med 175 hk
gasturbin, t.Ii. med 200 hk dieselmotor.
Innan turbinmotorn inmonterades på
lastbilschassiet, hade den på provbänk körts bortåt
5 000 h, varvid lägsta specifika
bränsleförbrukningen uppmättes till 590 g/hkh, alltså
väsentligt högre än för kolvmaskiner av både
förgasar-och dieseltyp. Den termiska verkningsgraden
beror vid gasturbindriften huvudsakligen av
kompressorns och turbinernas verkningsgrader samt
av tryckförhållandet och arbetstemperaturen
under processen. Med en värmeväxlare för
utnyttjande av utloppsgasens värme för upphettning av
förbränningsluften kan verkningsgraden
förbättras.
Minimivärdet för den specifika
bränsleförbrukningen, 590 g/hkh i experimentmotorn, erhölls
utan värmeväxlare vid den maximala
arbetstemperaturen 730°C, kompressionsförhållandet 3,5,
75 % verkningsgrad för kompressorn och 80 %
för turbinerna. Dessa faktorer påverkar, som
nämnts, i hög grad den termiska
verkningsgra-f den, fig. 17. Även temperaturen på
kompressorns inloppsluft har stor betydelse, som dock
minskas vid ökad arbetstemperatur. Vid minskad
belastning försämras bränsleekonomin för
gasturbinmotorn avsevärt mycket snabbare än
fölen kolvmotor.
Vid inmontering av provaggregatet i lastbilen
måste en del kraftförsämrande anordningar för
utloppsgaser, utväxlingar etc. tillkomma,
eftersom gasturbinen icke var specialkonstruerad för
chassiet. Motsvarande effektförlust uppskattas
till 10 à 15 hk. Proven visade, att turbinens
160 hk nettoeffekt blev likvärdig under drift med
den tidigare använda diselmotorns 200 hk. Detta
uppges bero på att fläkt och vattenpump
bortfaller vid turbindriften samt på drivturbinens
kontinuerligt stigande vridmoment vid minskat
varvtal, vilket har ungefär samma inverkan som
en hydraulisk växellåda. Vid dieseldriften
användes fyrväxlad kugghjulsväxellåda med
tillsatsväxel (totalt 12 utväxlingar) och vid
turbin-driften en hydrauliskt manövrerad växellåda
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
