возд = р0106 /(RвТср.возд) = 0,1106 /(287328) = 1,06 кг/м3.

Производительность вентилятора:

Gвозд = Gвозд / возд = 1,95 / 1,06 = 2,07 кг/с.

Фронтовая поверхность радиатора:

Fфр.рад = Gвозд / возд = 2,07 / 25 = 0,083 м2,

где возд = 25 м/с - скорость воздуха перед фронтом радиатора без учёта скорости движения автомобиля.

Диаметр вентилятора:

0,325 м.

Окружная скорость вентилятора:

68,7 м/с,

где л = 2,5 - безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей;

ртр = 800 Па - принимаемый напор, создаваемый вентилятором.

Частота вращения вентилятора:

nвент = 60u /(Dвент) = 6068,7 / (3,140,325) = 4040 мин-1.

Мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора:

Nвент = Gвоздртр / (1000вент) = 2,07800 / 10000,65 = 2,55 кВт,

где вент = 0,65 - КПД литого вентилятора.

8. Описание двигателя Д-245

Дизель Д-245 представляет собой 4-хтактный поршневой четырехцилиндровый двигатель внутреннего сгорания с рядным вертикальным расположение цилиндров, непосредственным впрыском дизельного топлива и воспламенением от сжатия, с турбрнаддувом. Порядок работы цилиндров 1-3-4-2.

Основные узлы дизеля.

Картер отлит из алюминиевого сплава и состоит из двух половин: верхней, называемой верхним картером, и нижней, называемой нижним картером.

Плоскость разъема верхнего картера с нижним расположена ниже оси коленчатого вала. Нижний картер фиксируется на верхнем картере двумя установочными штифтами и крепится к нему болтами. Верхний картер является основной несущей части дизеля. пять двойных поперечных перегородок придают ему необходимую, жесткость и служат опорами для коренных шеек коленчатого вала. Каждая перегородка имеет паз, в который с натягом устанавливается подвеска. Подвески являются нижними половиками опор и в соединении с верхним картером образуют гнезда под коренные вкладыши, состоящие из двух половин: нижней и верхней. Гнезда под коренные вкладыши в картере и подвесках обрабатываются совместно и для всех опор одновременно. Каждая подвеска крепится к картеру двумя шпильками. Шпильки крепления подвесок имеют центрирующие пояски для фиксации подвесок от продольного перемещения в пазу картера. Внутри картера монтируется нагнетающая масляная магистраль, имеющая семь припаянных к ней маслопроводящих трубок, по которым масло подводится к штуцерам подвесок и по сверлениям в подвесках к коренным вкладышам. Нагнетающая магистраль устанавливается с левой стороны картера и соединяется с отверстием, идущим из левого маслораспределительного канала. Отверстие, идущее из другого маслораспределительного канала, к которому не присоединяется масляная магистраль, глушится заглушкой. Для замера давления масла в нагнетающей магистрали дизеля в перегородке седьмой опоры картера просверлено отверстие, выходящее на поверхность гнезда под коренной вкладыш. Отверстие сверху имеет резьбу с ввернутым в нее штуцером, предназначенным для крепления приемника манометра. К штуцеру крепится трубка слива масла из регулятора. Вкладыши коренных шеек коленчатого вала изготовлены из стали. Внутренние поверхности вкладышей залиты свинцовистой бронзой. Все вкладыши разъемные состоят из двух половин; нижней половины и верхней половины. В гнезда, образованные верхним картером и подвесками, вкладыши устанавливаются с натягом и фиксируются от проворачивания и осевого смещения. Окончательная расточка внутренней поверхности вкладышей выполнена по гиперболе, что способствует более равномерному распределению напряжений по длине вкладышей при работе дизеля. Для лучшей приработке вкладышей к коренным шейкам азотированного коленчатого вела рабочая поверхность вкладышей покрывается мягким сплавом, состоящим из свинца и олова. На наружной поверхности вкладышей проточены кольцевые канавки с радиально просверленными в них отверстиями, выходящими на поверхность вкладыша, залитую свинцовистой бронзой. Через эти отверстия масло, поступающее из нагнетающей магистрали по сверлениям в подвесках и заполняющее кольцевые канавки, выходит на рабочую поверхность вкладышей.

Нижний картер непосредственно усилий от кривошипно-шатунного механизма не воспринимает, а закрывает его снизу и служит маслосборником. На плоскости разъема нижнего картера с верхним расположены отверстия под установочные штифты и под болты, крепящие нижний картер к верхнему. На дне нижнего картера имеются маслоотстойник, закрытый пеногасительной сеткой. Слив масла из полости картера носка дизеля в маслоотстойник осуществляется через отверстие в торцовой стенке нижнего картера. В отверстиях, соединяющих камеру сгорания с впускными и выпускными каналами расточены конусные гнезда, в которые запрессованы и завальцованы седла клапанов. В отверстия бобышек, влитых в стенки впускных и выпускных патрубков и расположенных соосно с седлами, запрессованы направляющие втулки клапанов.

В верхней части на внутренних поверхностях направляющих клапанов впуска проточены канавки и просверлены три радиальных отверстия для облегчения доступа масла к стержням клапанов. У направляющей клапана выпуска таких отверстий нет. По оси каждого цилиндра в головке расточены отверстия для установки форсунок. В нижней части каждого отверстия имеется уступ, на который укладывается уплотнительная прокладка форсунки. Каждая форсунка крепится на моноблоке при помощи накладного фланца двумя шпильками, ввернутыми в головку. В верхней части головки уложена трубка, в которую из каждой форсунки отводится избыточное топливо. Гильза цилиндра состоит из самой гильзы, изготовленной из специальной стали и рубашки, изготовленной из углеродистой стали и напрессованной на гильзу. Внутренняя поверхность гильзы для повышения износоустойчивости азотирована. На наружной поверхности гильзы нарезаны под углом 30° к оси гильзы тридцать винтовых канавок, по которым во время работы дизеля циркулирует вода. Канавки от коррозии оцинкованы. Сверху гильза заканчивается буртом, в который упирается торец рубашки. Рубашка гильзы представляет собой тонкостенный открытый цилиндр. В нижней части рубашки на наружной поверхности выполнена кольцевая проточка. Между гильзой и головкой установлен пакет деталей уплотнения, состоящий из пяти резиновых колец, четырех стальных колец, уложенных поочередно, одного упорного кольца и трапециевидного кольца.

Коленчатый вал.

Коленчатый вал изготовлен из высококачественной легированной стали и полностью азотирован. Щеки кривошипов круглой формы. Коренные и шатунные шейки коленчатого вала пустотелые. Цилиндрические полости шатунных шеек на концах имеют конусные расточки под заглушки. Для предотвращения течи масла под головки и гайки стяжных болтов ставятся медноасбестовые уплотнительные кольца, под гайку дополнительно укладывается шелковая нить. В каждую шатунную шейку завальцованы по две медных трубки для отбора центрифугированного масла и подвода его к шатунным вкладышам. Коленчатый вал укладывается на пять опор верхнего картера и фиксируется. Носок вала имеет фланец и центрирующий поясок, на который устанавливается переходник, предназначенный для передачи крутящего момента при помощи шлицов.

Шатунная группа.

Сюда входят: шатун, комплект подшипников верхней и нижней его головок, шатунные болты с гайками и элементами их фиксации. Шатун служит связующим звеном между поршнем и кривошипом. Он изготовлен из стали 40ХН методом горячей штамповки. Стержень шатуна имеет двутавровое сечение. В верхнюю поршневую головку шатуна запрессована верхняя втулка. Смазка втулки верхней головки и поршневого пальца осуществляется разбрызгиваемым маслом, поступающим на их трущиеся поверхности по торцевым зазорам и отверстиям в головке шатуна. Нижняя головка шатуна разъёмная, с упрочняющими приливами и рёбрами жесткости. Отверстие в кривошипной головке шатуна обрабатывают в собранном состоянии с крышкой, поэтому нельзя заменять или переставлять крышку.

Поршневая группа.

Поршневая группа состоит из поршня, поршневых колец, поршневого пальца и стопорных колец. При сборке дизеля с целью обеспечения его динамической уравновешенности детали поршневой группы вместе с шатунами подбираются по весу. Днище поршня, являющееся нижней частью камеры сгорания цилиндра, имеет снаружи специальную форму, способствующую наиболее эффективному сгоранию впрыскиваемого топлива. Коническая поверхность юбки в районе бобышек под поршневой палец имеет цилиндрические выемки. Это позволяет при минимальных зазорах между поршнем и гильзой в нагретом состоянии обеспечить нормальную работу поршня в гильзе и минимальные расходы масла. С этой же целью в нижней части головки поршня выполнена маслоулавливающая канавка и дренажные отверстия в третьей канавке поршня.

На внутренней поверхности поршня в плоскости, перпендикулярной его движению, выполнены две бобышки для крепления поршневого пальца.

Поршневой палец плавающего типа, полый.

Поршневые кольца. В первую канавку устанавливается стальное газоуплотнительное, покрытой пористым хромом. Во вторую канавку устанавливается стальное кольцо с рабочей хромированной поверхностью. В третью канавку устанавливаются два стальных скребковых маслосъемных кольца.

Газораспределительный механизм.

Клапан впуска изготовлен из специальной стали. Грибок клапана имеет плоское донышко и фаску под углом 45°. Шток клапана пустотелый внутренней резьбой под тарелку. В верхней части, шток клапана имеет три лыски, в которые входит замок тарелки клапана. Клапан выпуска изготовлен из жароупорной стали. В остальном конструкция клапанов впуска и выпуска одинакова. Тарелки клапанов - стальные, одинаковые для впускных и выпускных клапанов. Рабочая поверхность тарелки цементируется и тщательно шлифуется. Клапанные пружины обеспечивают плотное прилегание клапанов к сёдлам и своевременное закрытие их после завершения действия кулачков распределительного вала. Пружина имеет витой цилиндрический вид с постоянным шагом навивки. Два крайних витка являются опорными. Они прижаты к соседним виткам и прошлифованы, создавая сплошную кольцевую поверхность. Материал пружины - сталь 65Г. Распределительный вал представляет собой стержень с опорными шейками и кулачками, предназначенными для своевременного открытия клапанов. Вал имеет пять опорных шеек и 8 кулачков. Масло к опорным шейкам подаётся под давлением из каналов системы общей смазки двигателя.

Система охлаждения.

Система охлаждения предназначена для отвода тепла от деталей дизеля, подверженных действию горячих газов, с целью поддержания температуры деталей в определенных пределах. Система охлаждения обеспечивает постоянный подвод охлаждающей воды и непрерывную ее циркуляцию в дизеле. Охлаждение дизеля - принудительное водяное. Циркуляция воды в системе охлаждения обеспечивается насосом, установленным на верхнем картере дизеля. Через приемный патрубок вода поступает на крыльчатку насоса из трубопровода внешней части системы охлаждения. При вращении крыльчатки вода по трубопроводам направляется из корпуса насоса в моноблоки и далее в выхлопные коллекторы и в корпус подшипников турбокомпрессора. Водяные трубы соединяются с выходными патрубками корпуса насоса дюритовыми шлангами, затянутыми хомутами. На противоположных концах водяные трубы имеют фланцы и соединяются шпильками с фланцами крышек водоприемников. Попадая в водяные пространства головки, вода охлаждает гильзы цилиндров, охлаждает днище камер сгорания, впускные и выпускные патрубки и направляющие клапанов. Охладив турбокомпрессор, вода через выходной патрубок по соединенным с ним трубопроводам внешней части системы охлаждения поступает в радиатор, где и охлаждается. Краны, установленные в верхних точках выхлопных колен, предназначены для выпуска воздуха при заполнении водой системы охлаждения дизеля. Температура выходящей из дизеля охлаждающей жидкости замеряется дистанционным термометром, приемник которого устанавливается в трубопроводе внешне части системы охлаждения в непосредственной близости к выходному патрубку турбокомпрессора. Жидкостной насос - центробежный, предназначен для создания непрерывной циркуляции охлаждающей вода в системе охлаждения. Насос монтируется на площадке верхнего картера дизеля, фиксируется двумя штифтам и крепится восемью шпильками. Насос имеет два сальниковых уплотнения, не допускающих просачивания масла по валику в полость крыльчатки, и уплотнение не допускающее просачивания, воды к подшипникам.

Топливная система.

Топливо из бака проходит через топливный фильтр и поступает в топливоподкачивающий насос. Топливоподкачивающий насос по трубопроводу низкого давления направляет топливо под давлением 2-4 кгс/см2 в топливный насос высокого давления, установленный на четырех опорах в развале блоков дизеля. Перед входом в топливный насос топливо проходит через два топливных фильтра, соединенных параллельно и укрепленных на дизеле. Топливный насос под большим давлением (700-900 кгс/см2) по стальным трубкам высокого давления подает топливо в форсунки, установленные в головках моноблоков. Через форсунку топливо впрыскивается в камеры сгорания цилиндров дизеля. Отсечное топливо из насоса снова подводится к топливному баку. Для замера давления топлива, поступающего в топливный насос, на насосе имеется штуцер для крепления приемника манометра. Топливный насос высокого давления 8 плунжерный, с двухсторонней отсечкой и с раздельным всасыванием и отсечкой. Диаметр плунжера 13 мм, ход плунжера 12 мм. Кулачки валика насоса симметричного профиля. Топливный насос предназначен для подачи в форсунки строго дозированных порций топлива в определенный момент топливо подается под большим давлением при возрастающих скоростях плунжера. Картер насоса отлит из алюминиевого сплава и имеет восемь опорных лапок для крепления насоса на дизеле. Головка насоса изготовляется из прессованного алюминиевого сплава. Втулка с плунжером является основным топливоподающим элементом насоса: изготовляются из специальной стали, проходят термообработку, старение и совместную доводку. Будучи спаренными, втулка с плунжером образуют прецизионную пару, в которой замена какой-либо одной детали не допускается. Форсунка закрытого типа с гидравлически управляемой иглой предназначена для впрыска топлива в камеру сгорания цилиндра дизеля. Форсунка обеспечивает распыливание топлива на мельчайшие частицы и равномерное распределение частиц топлива в сжатом воздухе, заполняющей камеру сгорания. Давление начала впрыска топлива 200 кгс/см2.

Топливный фильтр служит для очистки от механических примесей топлива, подаваемого в топливный насос. На дизеле устанавливаются два топливных фильтра, включенных параллельно. Крепление фильтров осуществляется двумя болтами. Основными деталями топливного фильтра являются; корпус фильтра, фильтрующее устройство и крышка фильтра. Корпус фильтра отлит из алюминиевого сплава и представляет собой цилиндрический стакан. В дно корпуса ввернут штуцер, в котором закреплена стяжная шпилька, соединяющая вое остальные детали фильтра. Фильтрующее устройство состоит из латунной сетки, шелкового чехла и фильтрующих пластин. Сетка фильтра представляет собой свернутый из сетчатого листового материала цилиндр, к которому сверху приварен фланец, а снизу дно. На сетку фильтра натягивается шелковый чехол. На сетку с чехлом надеты пятнадцать квадратных пластинок, изготовленных из авиационного войлока, причем восемь пластинок более тонкие, чем остальные семь. Тонкие и толстые пластинки устанавливаются на сетку фильтра поочередно и зажимаются гайкой между фланцем сетки и стальной пластинкой, опирающейся на дно сетки. Крышка фильтра отливается из алюминиевого сплава. На верхней плоскости крышки фильтра имеются два прилива, в которые ввертываются штуцеры.

Смазочная система.

Смазка дизеля циркуляционная, под давлением, обеспечивающая непрерывную подачу масла к трущимся деталям. Для замера температуры, выходящего из дизеля масла в трубопроводе масляной системы в непосредственной близости к выходному патрубку насоса, монтируется приемник дистанционного термометра. При работе дизеля масло из поддона поступает в масляный фильтр на входной магистрали, откуда направляется в маслонагнетающий насос и затем в верхний картер. Из главной магистрали масло подводится к пяти подвескам картера, имеющим сверления, по которым масло поступает на смазку коренных и шатунных вкладышей шеек коленчатого вала и затем на смазку пальцев и втулок нижних головок прицепных шатунов. Скапливающееся в головке масло по двум трубкам стекает в картер дизеля. Стекающее по стенкам верхнего картера масло проходит сквозь пеногасительную сетку и собирается в маслоотстойнике нижнего картера дизеля. Для создания необходимого давления масла в главной масляной магистрали дизеля требуется меньшее количество масла, чем может подать насос, поэтому при работе дизеля редукционный клапан, как правило, приоткрыт и излишек масла по каналу перепускается во всасывающую полость насоса. Давление масла в главной магистрали дизеля регулируется редукционным клапаном, поджатием или ослаблением пружины путем вращения регулировочного болта и вращением на полные обороты регулировочного штуцера, которые после регулировки стопорятся болтом и контргайкой. Для повышения давления масла пружина поджимается, а для понижения ослабляется.

9. Исследовательский раздел

Общие сведения.

Одним из перспективных способов форсирования ДВС является применение наддува. Увеличение количества воздуха, поданного в цилиндры двигателя, то есть их массового наполнения, даёт возможность подавать большее количество топлива, тем самым, повышая эффективную мощность двигателя. Практически это осуществляется посредством повышения плотности воздушного заряда поступающего в цилиндры, то есть посредством наддува. Наибольшее распространение получили системы газотурбинного наддува. При газотурбинном наддуве для сжатия воздуха и его нагнетания в цилиндры используется часть энергии отработавших газов. Конструкция элементов систем газотурбинного наддува проста. Суммарная масса этих элементов, как правило, не превышает 8% массы дизеля. Мощность дизелей при применении газотурбинного наддува может быть повышена на 50% и более. Токсичность отработавших газов вследствие протекания процесса при большем коэффициенте а меньшая, чем в дизеле без наддува. При надлежащей отработке конструкций и технологии, применении легированных материалов ресурс дизелей с газотурбинным наддувом может быть доведен до столь же высокого уровня, как и у дизелей без наддува. Стоимость двигателя, отнесенная к единице мощности, при наддуве будет меньшая. Этим определяется большая перспективность применения дизелей с газотурбинным наддувом в автомобильной технике. В то же время при больших преимуществах газотурбинного наддува его использование на автомобильных двигателях связано с преодолением существенных трудностей.

9.1 Расчёт турбокомпрессора

Исходные данные для примера расчета центробежного компрессора

Предварительное определение основных параметров компрессора

Удельная адиабатная работа сжатия в компрессоре

Hк.ад=(k/(k-1))*R*Ta*(рk(k-1)/k-1);

м) Hк.ад=1,4/1,4-1*287*298(1,546(1,4-1)/1,4-1)=39680 Дж/кг;

н) Hк.ад=1,4/1,4-1*287*298(1,670(1,4-1)/1,4-1)=47236 Дж/кг.

Где R=287 Дж/(кг*град) - газовая постоянная, k=1,4 - показатель адиабаты сжатия.

Плотность воздуха на входе (по параметрам окружающей среды)

сa=с0=(3480*p0)/T0=3480*0,10/298=1,1678 кг/м3.

Ориентировочное значение окружной скорости на наружном диаметре рабочего колеса определяется по эмпирической формуле

uЧ2=(рЧk+1)100;

м) uЧ2=(1,546+1)100=254,6 м/с;

н) uЧ2=(1,670+1)100=267,0 м/с.

Осевая скорость воздуха перед колесом

С1а=сm* uЧ2 ,

Где относительная скорость сm=сm/u2 на серийных ТКР находятся в пределах 0,2…0,4.

Тогда диапазоны изменения скорости следующие:

м) С1а=(0,2…0,4)254,6=50,92…101,84 м/с;

н) С1а=(0,2…0,4)267,0=53,4…106,8 м/с.

1.5. Площадь сечения на входе в колесо, удовлетворяющая скоростям С1а , должна находится в пределах:

м) F1=Gk/(сa* С1а)= 0,111/(1,1678(50,92…101,84))=(0,00187…0,000933) м2;

н) F1=Gk/(сa* С1а)= 0,147/(1,1678(53,4…106,8))=(0,00236…0,00118) м2.

Наружний диаметр колеса на входе D1н с учетом втулки определяется из уравнения

F1=р/4(D21н-D2вт)=((р D21н)/4)*(1- D2вт).

Откуда D1н = ,

где Dвт - диаметр втулки; Dвт - относительный диаметр втулки для получения приемлемой формы лопаточной решетки в корневом сечении; рекомендуется принимать Dвт ?0,3. Принимаем Dвт =0,3.

Тогда для выбранного диапазона F1 значение D1н находится в пределах:

D1н= =(0,0406…0,0512) м.

Принимаем D1н=0,051м= 51мм.

Диаметр втулки Dвт=0,3*51=15,3 м

Принимаем Dвт=20мм.

Наружный диаметр колеса на выходе D2=D1H/D1H ,где на выполненных конструкциях ТКР относительный диаметр D1H=D1H/D2=0,55…0,70.

Диаметр колеса на выходе должен быть в пределах

D2=51/(0,55…0,70)=(92,7…72,9) мм

В соответствии с ТУ 108.1170-83 принимаем D2=83 мм, D1H=51мм. Проверяем принятые размеры по рекомендуемым соотношениям и при необходимости корректируем их:

D1H=51/83=0,61; [D1H]=0,55…0,70

DВТ= DВТ/D2=20/83=0,22; [DВТ]=0,2…0,3

По таблице для компрессора с лопаточным диффузором принимаем коэффициент напора Hk=0,620

Уточняем значение окружной скорости

u2=

м) =253м/с

н) =276м/с

Проверяем правильность выбора D2 и u2 по коэффициенту расхода

Ц=(Gk)/((р/4)*D22u2сa); р/4=0,785

м) Ц=0,111/0,785*0,0832*253*1,1678=0,0695

н) Ц=0,147/0,785*0,0832*276*1,1678=0,0843

Входной патрубок

Скорость потока воздуха

Принимаем = 0,24 .

м) м/с;

н) м/с,

Должно быть . Условие выполняется.

Статическое давление

м) МПа

н) МПа

Статическая температура при =298К

м) К

н) К

где сp= 1006,3Дж/(кт-К) - изобарная теплоёмкость воздуха при Т0=25°С.

Рабочее колесо

Расходная скорость воздуха перед колесом (меридиональная):

-площадь входного сечения

м2;

-скорости:

м) м/с

н) м/с

Относительная скорость

м)

н)

Рекомендуемые значения [сm] = 0,2. ..0,4

Таким образом, для обоих режимов обеспечивается вход воздуха на рабочее колесо с минимальными потерями.

Давление

м) МПа.

н) pl = МПа

Температура

м) К

н) К

Плотность воздуха

м) кг/м3

н) кг/м3

Средний диаметр колеса на входе

(окружности, делящей площадь сечения F1 пополам)

относительный диаметр

Выбираем число лопаток колеса.

У выполненных конструкций компрессоров ТКР число лопаток на выходе Z2 = 12. ..30. Меньшие значения для колес с малыми диаметрами D2. С целью уменьшения загромождения потока на входе и улучшения работы компрессора на нерасчетных режимах принимают двухъярусную решетку. Тогда . Для рассчитываемого ТКР принимается Z2= 24; Z1=12.

Направления относительной скорости на входе в колесо на режиме максимального крутящего момента.

Направление входных кромок лопаток

Проектируем для режима максимального крутящего момента

где i=1…3°- угол атаки.

Толщина лопаток на входе.

д1 = (0,005…0,015)D2. Большие значения принимаются для колёс меньшего размера. Толщина лопаток д от втулки к периферий несколько уменьшается.

Для рассчитываемого ТКР д1 =0,375…1,125 мм. Принимаем д1= 1,2 мм; д1н=1,0 мм; д0 =1,4 мм.

Коэффициент стеснения потока лопатками

Коэффициент сжатия во входном сечении

м)

н)

Относительный диаметр входа, обеспечивающий минимум относительной скорости в горле межлопаточных каналов на диаметре D1н :

м)

н)

D1H=0,61 ?0,5607

D1H=0,61 ?0,5907

Условие выполняется.

Относительная скорость на входе на наружном и среднем диаметре

м)

н)

Максимальное число М

м)

н)

Абсолютная скорость и коэффициент расхода на входе в колесо с учётом стеснения

м) м/с

н) м/с

Радиальная составляющая скорости на выходе из колеса с учётом стеснения

м) с2г = (0,7…l,l)c1 = (0,7…1,1)75,2 = (52,64…82,72)м/с. Принимаем с учетом с1 скорость с2г =75м/с.

н) с2г =(0,7…1,1)99,7 = (69,79…109,67)м/с. Пpинимaeм на номинальном режиме с2г = 100 м/с.

Коэффициент расхода на выходе

м)

н)

Условие выполняется для компрессора с безлопаточным диффузором.

Коэффициент уменьшения теоретического напора

Окружная составляющая скорости на выходе из колеса

м) с2u =мu2=0,878·253=222 м/с

н) с2u =0,878·276=242 м/с

Относительная и абсолютная скорости на выходе из колеса

м)

н)

Степень снижения скорости за рабочим колесом

м)

н)

Потери напора:

-на входе (в предкрылке)

, где о1=0,1…0,3

Принимаем о1=0,2

м) Дж/кг; н) Дж/кг;

-в радиальной решетке

,

где о2=0,1…0,2. Принимаем о2=0,15

м) Дж/кг

н) Дж/кг

-дисковые

где коэффициент дискового трения =0,03…0,08. Принимаем бд соответственно 0,04 и 0,05

м) Дж/кг

н) Дж/кг

Температура воздуха за колесом

м) К

К

н) К

К

Показатель процесса сжатия в колесе

м)

н)

Давление за колесом

м) МПа

н) МПа

Плотность воздуха за колесом

м) кг/м3

н) кг/м3

Необходимая высота лопаток на выходе

м)м

н) м

С учетом расхода воздуха на номинальном режиме принимаем b2л=0,004 м = 4 мм

Относительная высота лопаток

м)

н)

Число М на выходе из колеса

м) <0,8

н) <0,8

Безлопаточный диффузор

Ширина безлопаточного диффузора на входе

При =4,1 мм относительный зазор =0,025.

Ширина безлопаточного диффузора на выходе

.

Так как расчет будет выполняться для компрессора с лопаточным диффузором, то принимаем =0,84. Тогда м

Направление абсолютной скорости на входе в безлопаточный диффузор

м) ;

н)

Направление скорости на выходе из безлопаточного диффузора

м) б3=23,32° н) б3=27,07°

Скорость после безлопаточного диффузора

При последующем лопаточном диффузоре отношение = 1,08…1,25 (большие значения выбирают при М2 > 0,8), при одном безлопаточном диффузоре =1,65…2,2

м) м/с

Принимаем = 205 м/с.

н) м/с

Принимаем =225 м/с.

Показатель процесса повышения давления воздуха в безлопаточном диффузоре

Температура воздуха на выходе из безлопаточного диффузора

м) К

н)

Давление за безлопаточным диффузором

м) МПа

н) МПа

Число М на выходе из безлопаточного диффузора

м) <0,8

н) <0,8

Плотность воздуха

м) кг/м3

н) кг/м3

Внешний диаметр безлопаточного диффузора:

м)

н)

Уточняем углы направления скорости на выходе из безлопаточного диффузора (см.п. 3.4.4):

б3=arcsin(Gk/рb3D3c3с3);

м) б3=arcsin(0,111/3,14*0,0034*0,088*200*1,4862)=23042Ч

н) б3= arcsin(0,147/3,14*0,0034*0,088*225*1,5308)=27004Ч

Лопаточный диффузор

Скорость после диффузора (см. рис.1)

Статистический диапазон отношения скоростей

м) м/с

н) м/с

Принимаем м) =90 м/с; н) =105 м/с

Показатель процесса повышения давления воздуха в лопаточном диффузоре

Политропный КПД лопаточного диффузора принимаем =0,82.

Температура за диффузором

м) К

н) К

Давление за диффузором

м) МПа

н) МПа

Плотность воздуха на выходе из лопаточного диффузора

м) кг/м3

н) кг/м3

Диаметр выхода из диффузора

D4 = (1.2…1,4)·0,0,088 = 0,106…0,123 м

Принимаем D4=120мм. D4=120/88=1,364

Относительный диаметр.

Ширина диффузора на выходе.

=0,0034+0,5(0,12-0,088)tg(4..6)0=(0,0045..0,0051)

Принимаем

Радиальная составляющая скорости на выходе из лопаточного диффузора

м) м/с

н) м/с

Направление потока воздуха на выходе из лопаточного диффузора

м) °

н) °

Отклонение потока в лопаточном диффузоре

м)

н)

Входной и выходной углы лопаток

Рекомендуемые значения угла атаки на входе i3 =1…3°.

Принимаем i3=1,18°

Тогда для режима максимального крутящего момента

Рекомендуемые значения угла отставания на выходе д4 =3…4°. Выбираем д4 =3,09°.

Число лопаток диффузора из условия оптимального относительного шага

Рекомендуемые значения ZД = 13;17;19; Принимаем ZД = 21.

Улитка

Рис. 22. Схема улитки

Для рядного двигателя принимаем однозаходную улитку круглого сечения (рис. 22).

Радиус выходного сечения улитки подсчитываются по формуле

При однозаходной улитке угол ц изменяется от 0 до 180°.

м

Принимаем Rул=20 мм. Тогда выходной диаметр улитки Dул=2Rул=40 мм

Радиус поперечного сечения на выходе из диффузора

.

Рекомендуемый, угол раскрытия выходного диффузора х = 5...10°, а длина выходного диффузора lвых = (3…6)·0,009 = 0,027…0,054 м; радиус поперечного сечения на выходе из диффузора однозаходной улитки может быть установлен в диапазоне

м

Принимаем =28 мм. Выходной диаметр диффузора =2=56мм

Потери напора в улитке и выходном диффузоре:

Принимаем оул=0,25 и оул=0,30, т.к. рекомендуемый коэффициент потерь оул=0,2..0,5

м) Дж/кг;

н) Дж/кг.

Скорость на выходе из компрессора

;

где - число заходов улитки; = - плотность воздуха на выходе из

компрессора, обычно принимают равным .

м) м/с;

н) м/с;

Температура на выходе

м) К

К

н) К

К

Показатель степени повышения давления в улитке

КПД улитки на выполненных конструкциях з5 = 0,30…0,65.
Принимаем з5= 0,60.

Давление на выходе

м) МПа

н) МПа

Степень повышения давления в компрессоре

м)

н)

Плотность воздуха на выходе

м) кг/м3

н) кг/м3

Окончательные значения основных параметров ступени

Конечное давление

м) МПа;

н) МПа.

Адиабатный КПД компрессора

м)

н)

КПД ступени для нагнетателей данного типоразмера на расчетном режиме принимаем равным зк ад= 0,70 и зк ад= 0,69 соответственно

Удельная адиабатная работа сжатия в компрессоре:

м) Нк.ад = RT0 (-1) = •287•298•(1,6950,2857-1) = 48710 Дж/кг

н) Нк.ад = •287•298•(1,8380,2857-1 ) = 56859 Дж/кг

Мощность компрессора (приводная):

Nк= Gк•Нк.ад / зк.ад

м) Nк= 0,111·48710/0,70 = 7,724 кВт

н) Nк= 0,147·56859/0,69 = 12113 Вт = 12,113 кВт

Частота вращения колеса компрессора:

м) nтк = = = 58246 мин-1

н) nтк = =63540 мин-1

Окружная скорость на входе в колесо компрессора:

U1 = ;

м) U1 = = 118,0 м/с;

н) U1 = = 128,7м/с.

9.2 Расчет радиально-осевой турбины

1.Исходные данные

Исходные данные для расчета газовой турбины (рис.4) принимаются по результатам предыдущих расчетов цикла комбинированного двигателя и компрессора

Показатели компрессора для расчета турбины

Основные энергетические и геометрические параметры турбины

Расход газа через турбину.

Количество отработавших (выпускных) газов

,

Предварительно принимаем =1,05.

м) кг/с

н) кг/с

Значения коэффициента, учитывающего утечки газа и воздуха через неплотности, находятся в диапазоне зут=0,95…0,98. Принимаем зут = 0,97. Тогда, фактический расход газа через турбину

;

м) кг/с.

н) кг/с

По данным технических характеристик турбокомпрессоров с радиально-осевыми турбинами значения максимальных КПД турбин находятся в пределах зк ад= 0,68…0,74. Предварительно принимаем максимальное значение КПД турбины м)зт= 0,71 , н)зт= 0,70

Температура газов перед турбиной Тт принимается по результатам
расчета цикла двигателя.

Принимаем: м) Т1 = Тт?983 К; н) Tт = 963 К.

Необходимая средняя за цикл, удельная адиабатная работа газа в
турбине определяется из баланса средних мощностей турбины и компрессора (для турбины с переменным давлением газа значение Hт ад

м) Дж/кг

н) Дж/к

Противодавление за турбиной p4= жt*p0, где коэффициент сопротивления устройств за турбиной (глушитель шума, нейтрализаторы и т.п.) находится в пределах жt=1,02…1,08. Принимаем жt=1,05

МПа.

Среднее давление газа перед турбиной

м) МПа

н) МПа

Отношение

м) ; н)

Плотность газа перед турбиной

м) кг/м3

н) кг/м3

Тип турбины выбирается по значению коэффициента быстроходности

м)

н)

Для радиально-осевой турбины ns = 0,06…0,12, а осевой ns = 0,09…0,15 Принимаем радиально-осевую турбину с однозаходной улиткой и лопаточным сопловым аппаратом.

Наружный диаметр рабочего колеса.

Оптимальное соотношение диаметров турбины D3т и компрессора D2к в выполненных конструкциях турбокомпрессоров находится в пределах: с радиально-осевой(центростремительной) турбиной D3т / D2к =1,0…1,1. Для рассчитываемой турбины наружный диаметр рабочего колеса D3т =(1,0…1,1) D2к =(0,110…0,121) м. Принимаем D3= 0,09м = 90мм.

Диаметры соплового аппарата назначаются на основе опытных
зависимостей:

наружный диаметр лопаток Dl=,

внутренний диаметр лопаток Dl=

По опытным рекомендациям относительные диаметры находятся в пределах:

= 1,35…1,50; =1,05…1,10.

Меньшие значения принимаются при улиточном подводе газа, большие - для переменного давления газа перед турбиной. В соответствии с этим

Dl = (1,35...1,50)·0,09 = (0,122…0,135) м;

D2 = (1,05...1,10)·0,09 = (0,095…0,099) м.

Принимаем Dl = 0,130 м = 130 мм; D2 = 0,097 м = 97 мм.

Диаметры рабочего колеса на выходе:

наружный;

втулочный;

средний .

По опытным рекомендациям относительные диаметры:

= 0,70..0,85; =0,25.. .0,32.

Тогда

D4н= (0,70..0,85) 0,09 = (0,063…0,077) м;

Dвт= (0,25.. .0,32) 0,09 = (0,0225…0,0288) м.

Принимаем

D4н= 0,07 м = 70 мм;

Dвт= 0,025м = 25 мм.

Средний диаметр на выходе

D4= м ? 53 мм.

Относительный средний диаметр

=D4/D3 =0,053/0,09 = 0,5889.

Площадь сечения рабочего колеса на выходе

м2

Окружные скорости при входе газа в рабочее колесо турбины

м) м/с

н) м/с

Окружная скорость на выходе из рабочего колеса на среднем диаметре

м) м/с

н) м/с

Степень реактивности турбины

Оптимальное значение ее согласно опытным данным находится в пределах:

-осевые турбины с = 0,45…0,55; Для рассчитываемой турбины принимаем с = 0,48.

Сопловой аппарат

Адиабатная работа расширения газа в сопле

м) Дж/кг;

н) Дж/кг.

Абсолютная скорость газа на входе в рабочее колесо

.

Коэффициент скорости цс, учитывающий потери в сопловом аппарате для радиально-осевых и относительно малого размера осевых турбин с диаметром колеса 80... 180 мм, находится в пределах цс = 0,93…0,95; с учетом улитки принимаем цс = 0,94.

Средняя скорость газа на входе в сопловой аппарат (улитку) обычно составляет c1 = 50…70 м/с. Для рассчитываемых режимов принимаем:

м) с1=55 м/с н) с1=65 м/с

Тогда

м) м/с

н) м/с

Рекомендуемое число сопловых лопаток Z1 =14…20. Принимаем Z1 =16

Осевая скорость на выходе из рабочего колеса определяется по формуле

,

которая преобразуется к виду

;

м) м/с

н) м/с

Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе с лопаток соплового аппарата.

В первом приближении принимаем:

м) с3r= 75м/с; н) с3г = 90 м/с.

Угол входа потока на рабочее колесо

м)

н)

Окружная составляющая абсолютной скорости газа с3u :

-на входе в рабочее колесо (по закону с2u=const) с3u= с3cosб3;

м) м/с

н) м/с;

-на выходе с лопаток соплового аппарата ;

м) м/с

н) м/с

Число лопаток рабочего колеса находится в пределах Z3 = 11…18. Принимаем

Z3 =15. Лопатки радиальные.

Коэффициент загромождения входного сечения рабочего колеса

Толщина рабочих лопаток на входе принимается =1…2 мм.

Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе с лопаток соплового аппарата.

Предварительно принимаем ширину лопаток b2=b3 и плотность газа с2=с3. Тогда

м) м/с

н) м/с

Абсолютная скорость на выходе с лопаток соплового аппарата

м) м/с

н) м/с

Угол выхода газового потока из соплового аппарата

м) °

н) °

Температура газа на выходе из лопаток соплового аппарата:

-статическая

м) К

н) К

-заторможенного потока

м) К

н) К

Число Маха, характеризующее режим течения газа на выходе из соплового аппарата

м)

н)

Потеря энергии в сопловом аппарате

м) Дж/кг

н) Дж/кг,

Показатели политропы расширения в сопловом аппарате

;

м) ;

н) .

Давление газа на выходе из соплового аппарата

м) МПа

н) МПа

Плотность газа после соплового аппарата

м) кг/м3

н) кг/м3

Ширина проточной части соплового аппарата (длина лопаток)

м) м

н) м

Принимаем b2 = 12,0 мм. Относительная ширина b2 /D3 =12,0/90 = 0,13.

Рабочее колесо

Угол входа потока на рабочее колесо с радиальными лопатками

м)

н)

Температура газа на входе в рабочее колесо

м) К

н) К

Давление газа на входе

м) МПа

н) МПа

Плотность газа

м) кг/м3

н) кг

Относительная скорость потока газа на входе в рабочих колес

м) =84 м/с

н) =97 м/с.

Адиабатная работа расширения газа в рабочем колесе

м) =23381 Дж/кг

н) =27292 Дж/кг

Относительная и средняя скорость на выходе из рабочего колеса

Скоростной коэффициент:

- для центростремительных турбин =0,85….0,95 ;

- для осевых =0,93…0,97 Принимаем =0,90

м) =162 м/с

н) =167 м/с

Температура газа на выходе

м) =937 К

н) =908 К

Давление газа

м) = 0,1268 МПа

н) = 0,1339 МПа

Плотность газа на выходе

м) = 0, 4709 кг/м3

н) = 0,5131 кг/м3

Предварительное значение угла выхода потока газа из рабочего колеса в относительном движении

м)

н)

Величина утечки газа по радиальному зазору в центростремительной турбине

Величина радиального зазора = (0,5...1,3) мм. Принимаем =0,6 мм. Высота лопаток на выходе, мм

Величина радиального зазора = (0,5….1,3). Принимаем =0,6

Высота лопаток на выходе =22,5

Тогда

м) = 0,0019 кг/с;

н) = 0,0025 кг/с.

Уточненная величина угла выхода газа из рабочего колеса

м)=35,5

н)=37,3

Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса

м) = 9,8 м/с;

н) = 11,3 м/с.

Уточненная осевая составляющая абсолютной скорости

м) c4а=62 sin 35,5°= 32,8 м/с;

н) с4а =67 sin37,3°= 37,0 м/с.

Отношения скоростей:

м) =0,437 н) =0,411

Абсолютная скорость газа на выходе

м) =34,2 м/с н) = 38,7 м/с

Угол выхода потока по отношению к плоскости рабочего колеса

м) =71 н) =72

Потери энергии с выходной скоростью

м) = 585 н) = 749

Потери энергии вследствие утечек

м) = 393 Дж/кг

н) = 461Дж/кг

Потери на лопатках рабочего колеса

,

где скоростной коэффициент для радиально-осевой турбины =0,85.. .0,95, а осевой =0,93.. .0,97

м) = 696 Дж/кг

н) = 296 Дж/кг

Потери трения диска рабочего колеса и вентиляционные потери

Коэффициент, учитывающий форму диска, = (1,0... 1,5)103. Принимаем = 1200.

м) = 1769 Дж/кг

н) = 1755 Дж/кг

Адиабатный КПД турбины

Н) = 0,895

н) = 0,890

Эффективный КПД турбины

Обычно =0,85….. 0,96.

м) = 0,857

н) = 0,854

Рассчитанное значение не должно отличаться более чем на 2-3% от ранее принятого значения при определении адиабатной работы газа в турбине Н т ад. В противном случае требуется повторный расчет при измененных параметрах и геометрических размерах турбины. Пониженное значение на номинальном режиме обусловлено отклонением от расчетного (режима максимального крутящего момента).

Эффективная мощность турбины

NT=HT АДGT

м) NT =1045570,1130,857 = 8,1 кВт; NK= 7,7 кВт;

н) NT =1272760,1480,854 =12,6 кВт; NK = 12,1 кВт.

Мощности ,NT и NK должны быть равны (см. п. 3.7.4).

При проектировании улиточного подвода газа к турбине (сопловым лопаткам), характерного для турбины постоянного давления, обычно принимается закон прямолинейного убывания проходного сечения улитки по её длине. При этом максимальное начальное проходное сечение Fymax берётся равным выходному сечению выпускного трубопровода, а минимальное концевое сечение Fymin (во избежание большой шумности турбины при работе) порядка (0.l...0.15) Fymax.

9.3 Обоснование выбора турбокомпрессора

По полученным данным расчёта размеров рабочих колёс турбины и компрессора из серийно выпускаемых турбокомпрессоров подходят ТКР 7 и ТКР 8,5. Для более точного определения строим совмещённые характеристики работы двигателя и компрессора. По положению точек совместной работы двигателя и компрессора видно что на универсальной характеристике компрессора ТКР 7 гидравлическая характеристика двигателя лежит в зоне максимального КПД турбокомпрессора и имеет наибольший запас по помпажу. Следовательно принимаем ТКР 7.

Библиографический список

1. Гаврилов А.А. Расчет циклов поршневых двигателей: Учеб. пособие / А.А. Гаврилов, М.С. Игнатов, В.В. Эфрос; Владим. гос. ун-т. - Владимир, 2003. - 124 с. - ISBN 5-89368-392-7.

2. Гоц А.Н. Порядок проектирования автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие / А.Н. Гоц, В.В. Эфрос; Владим. гос. ун-т.- Владимир: Изд-во Владим. гос. ун-та, 2007-148 с. - ISBN 5-89368-750-7

3. Гоц А.Н. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма поршневых двигателей /А.Н. Гоц; Владим. гос. ун-т. - Владимир: Изд-во Владим. гос. ун-та, 2006. - 104 с. - ISBN 5-89368-664-0.

4. Гоц А.Н. Анализ уравновешенности и методы уравновешивания автомобильных и тракторных двигателей / А.Н. Гоц; Владим. гос. ун-т. - Владимир: Изд-во Владим. гос. ун-та, 2007 - 124с. - ISBN 5-89368-725-6.

5. Гоц А.Н. Расчеты на прочность деталей ДВС при напряжениях переменных во времени: учеб. пособие / А.Н. Гоц; Владим. гос. ун-т.- Владимир: Изд-во Владим. гос. ун-та, 2005. - 117 с. - ISBN 5-89368-550-4.

6. Гаврилов А.К. Системы жидкостного охлаждения автотракторных двигателей/ А.К. Гаврилов; под ред. В.В. Быстрицкая. М.: Машиностроение, 1966. 163 с.

7. Гаврилов А.А. Проектирование турбокомпрессоров для наддува поршневых двигателей внутреннего сгорания: Учеб. пособие / А.А. Гаврилов, М.С. Игнатов; Владим. гос. ун-т. - Владимир, 2009. - 88 с. - ISBN 978-5-9984-0003-2.

Размещено на Allbest.ru