Проектирование турбокомпрессора

ком-ор1.cdw

Лист №1 План .cdw

ВлГУ КП. 140501. 16 КП
Компрессор с лопаточным диффузором
Радиально-осевоя турбина

Курсовик начало.docx

Федеральное агентство по образованию
Государственное учреждение высшего профессионального образования
Владимирский государственные университет
Кафедра «Тепловые двигатели и энергетические установки»
Расчетно – пояснительная записка
к курсовому проекту
по агрегатам наддува поршневых ДВС
Консультант Гаврилов А.А.
Задание для проектирования турбокомпрессора2
Определение параметров совместной работы поршневого двигателя и турбокомпрессора3
1.Метод приближенного расчета и 3
1. Предварительное определение основных параметров компрессора6
2. Входной патрубок9
3. Рабочее колесо компрессора10
4.Безлопаточный диффузор16
5.Лопаточный диффузор19
7.Окончательные значения основных параметров ступени25
Расчет радиально–осевой турбины26
2.Основные энергетические и геометрические параметры турбины27
3.Сопловой аппарат32
Моделирование внешней скоростной характеристики42
Описание конструкции турбокомпрессора45
Регулирование давления наддува45
Список использованной литературы48
Задание для проектирования турбокомпрессора
Наименование параметра
Номинальная мощность Ne кВт
при частоте вращения n мин-1
Максимальный крутящий момент Ме max Н м
при частоте вращения nм мин-1
Минимальный удельный расход топлива ge min г(кВт ч)
Прототип двигателя ВАЗ – 2115
- диаметр цилиндра D мм
Степень повышения крутящего момента наддувом н
Вариант конструкции турбокомпрессора
Определение параметров совместной работы поршневого двигателя и турбокомпрессора
1.Метод приближенного расчета и
1.1.Давление окружающей среды р0 = 010 МПа температура Т0 = 298К (ГОСТ 14846-80 и ГОСТ 18509-88).
1.2. Приспособляемость двигателя без наддува:
крутящий момент на режиме номинальной мощности
коэффициент приспособляемости
1.3. Приспособляемость двигателя с турбонаддувом:
максимальный крутящий момент
мощность на режиме максимального крутящего момента
Для проектируемого автомобильного двигателя с учетом настройки системы наддува и сохранения частоты вращения nм = 3000 мин -1 принимаем Кн =Ке=114 и вычисляем:
крутящий момент на номинальном режиме
номинальная мощность
1.4. Ориентировочное давление наддува
Коэффициент т = 008 013. Для четырехтактных двигателей принимаются меньшие значения. С увеличением частоты вращения двигателя величина т повышается. Принимаем для режима максимального крутящего момента т = 0113 а для номинального т = 013:
В дальнейшем вычисление параметров для режима максимального крутящего момента будет выделяться меткой «м)» а для номинального режима (максимальной мощности) - «н)».
1.5. Параметры воздуха на входе в компрессор: температура воздуха перед впускным патрубком обычно принимается Тa* =T0 = 298К а давление ра*=p0 –Δpвс. где Та*ра* - температура и давление заторможенного потока воздуха на входе в патрубок.
Потери давления на всасывание (в воздушном фильтре глушителе шума и т.п.) принимаются по техническим описаниям а при отсутствии их - по статистическим данным. На выполненных конструкциях Δрвс = 0002 0005МПа. Принимаем Δрвс =0002 МПа.
Тогда ра* =01000-0002 =0098 МПа
1.6. Параметры воздуха на выходе из компрессора (из улитки) в первом приближении принимаем с учетом потерь во впускной системе комбинированного двигателя.
Потери во впускной системе обычно находятся на уровне Δрк = 0001 0002 МПа. Принимаем Δpк= 00015 МПа. Тогда
степень повышения давления в компрессоре:
1.7.Удельный расход топлива ge г(кВтч) для бензинового двигателя без наддува:
Так как экономичность двигателя с турбонаддувом обычно выше то при отсутствии внешней скоростной характеристики допустимо принять
1.8.Часовой расход топлива:
1.9. Для определения часового расхода воздуха GB необходимо выбрать коэффициент избытка воздуха а при работе двигателя с наддувом.
На режиме максимального крутящего момента коэффициент избытка воздуха Ом имеет несколько меньшие значения. Согласно статистическим данным:
для бензиновых двигателей = (097 099) .
Принимаем = 098. Тогда = 098096 = 094.
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг
Часовой расход воздуха в двигателе:
1.10.Расход воздуха через компрессор:
1.11.По рассчитанным значениям Gк и к определяем с помощью характеристики ТКР наиболее подходящий агрегат.
В нашем случае наиболее подходящим является турбокомпрессор RHB 5модели 384С (IHI Япония).
Исходные данные для расчета центробежного компрессора
по скоростной характеристике
Давление на входе в компрессор МПа
Давление на выходе из компрессора МПа
Степень повышения давления
1. Предварительное определение основных параметров компрессора
1.1. Удельная адиабатная работа сжатия в компрессоре
где R = 287 Дж(кг·град) – газовая постоянная k = 14 – показатель адиабаты сжатия.
1.2. Плотность воздуха на входе (по параметрам окружающей среды)
1.3.Ориентировочное значение окружной скорости на наружном
диаметре рабочего колеса определяется по эмпирической формуле
1.4. Осевая скорость воздуха перед колесом
где относительная скорость на серийных ТКР находится в пределах 02 04.
Тогда диапазоны изменения скорости следующие:
1.5. Площадь сечения на входе в колесо удовлетворяющая скоростям должна находиться в пределах:
Площадь сечения обеспечивающая работу компрессора на обоих режимах работы двигателя должна находиться в диапазоне м2.
1.6.Наружный диаметр колеса на входе с учётом втулки определяется из уравнения
где - диаметр втулки; - относительный диаметр втулки для получения приемлемой формы лопаточной решетки в корневом сечении; рекомендуется принимать . Принимаем .
Тогда для выбранного диапазона значение находится в пределах
1.7. Наружный диаметр колеса на выходе где на выполненных конструкциях ТКР относительный диаметр =055 070.
Диаметр колеса на выходе должен быть в пределах
Принимаем мм;мм. Проверяем принятые размеры по рекомендуемым соотношениям и при необходимости корректируем их:
Окончательно принимаем .
1.8. Для компрессора с лопаточным диффузором принимаем коэффициент напора Н к = 0610.
1.9.Уточняем значение окружной скорости
1.10.Проверяем правильность выбора D2 и и2 по коэффициенту
Коэффициент расхода на выполненных конструкциях Ф = 0045 0150. Предпочтительно иметь Фопт= 0075 0095. Для центробежных рабочих колес значения Ф менее 0065 и более 012 нежелательны. Таким образом принятые значения D2=55 мм и u2=270 мс обеспечивают более близкие к наилучшим показатели двигателя с наддувом на режиме максимального крутящего момента.
2.1.Скорость потока воздуха в сечении А - А
Условие выполняется.
2.2.Статическое давление
2.3. Статическая температура при :
где сp= 10063 Дж(кг· град) - изобарная теплоёмкость воздуха при
3. Рабочее колесо компрессора
3.1. Расходная скорость воздуха перед колесом (меридиональная):
- площадь входного сечения
Относительная скорость
Рекомендуемые значения . Таким образом для обоих режимов обеспечивается вход воздуха на рабочее колесо с минимальными потерями.
3.4. Плотность воздуха
3.5. Средний диаметр колеса на входе (окружности делящей площадь сечения пополам)
относительный диаметр
3.6. Выбираем число лопаток колеса. У выполненных конструкций компрессоров ТКР число лопаток на выходе Z2 = 12 30. С целью уменьшения загромождения потока на входе и улучшения работы компрессора на нерасчетных режимах принимают двухъярусную решетку. Тогда . Для рассчитываемого ТКР принимается Z2 = 14; Z1 = 7.
3.7. Направления относительной скорости на входе в колесо на режиме максимального крутящего момента.
3.8. Направление входных кромок лопаток проектируем для режима номинальной мощности
где угол атаки обычно принимают i1 3.
3.9. Толщина лопаток на входе . Толщина лопаток от втулки к периферии несколько уменьшается.
Для расчитываемого ТКР мм. Принимаем мм; мм; мм
3.10. Коэффициент стеснения потока лопатками
3.11. Коэффициент сжатия во входном сечении
3.12. Относительный диаметр входа обеспечивающий минимум относительной скорости в горле межлопаточных каналов на диаметре .
Должно быть. В данном расчете:
3.13. Относительная скорость на входе на наружном и среднем диаметре
3.14. Максимальное число M
Значение M1w должно быть меньше 085.
3.15. Абсолютная скорость и коэффициент расхода на входе в колесо с учётом стеснения
3.16. Радиальная составляющая скорости на выходе из колеса с учётом стеснения
Принимаем c учетом c1 скорость с2r = 70 мс.
Принимаем на номинальном режиме с2r = 95 мс.
3.17. Коэффициент расхода на выходе
Рекомендуются значения коэффициента расхода для ступени с лопаточным диффузором .
3.18. Коэффициент уменьшения теоретического напора
3.19. Окружная составляющая скорости на выходе из колеса
3.20. Относительная и абсолютная скорости на выходе из колеса.
3.21. Диффузорность колеса характеризуется отношением.
3.22. Потери напора:
– на входе ( в предкрылке)
где коэффициент потерь в предкрылке . Принимаем = 025;
– в радиальной решетке
где коэффициент местных потерь . Принимаем .
где коэффициент дискового трения . Принимаем д соответственно 004 и 005.
3.23. Температура воздуха за колесом
3.24. Показатель процесса сжатия в колесе
3.25. Давление за колесом
3.26. Плотность воздуха за колесом
3.27. Необходимая высота лопаток на выходе
С учетом расхода воздуха на номинальном режиме принимаем b2л = 00037 м = 37 мм.
Относительная высота лопаток
Допустимое значение . Для принятого b2л = 00037м относительная высота .
3.28. Число на выходе из колеса
4.Безлопаточный диффузор
4.1. Ширина безлопаточного диффузора на входе
где - относительный зазор между корпусом и торцами лопаток колеса. Рекомендуется .
Принимаем . Относительный зазор при этом .
4.2. Ширина безлопаточного диффузора на выходе
При следующем за безлопаточным диффузором лопаточном диффузоре то принимаем 0. Тогда b3 =b2 =00038 м.
4.3. Направление абсолютной скорости на входе в безлопаточный диффузор
При последующем лопаточном диффузоре следует иметь .
4.4. Направление скорости на выходе из безлопаточного диффузора.
4.5. Скорость после безлопаточного диффузора
При последующем лопаточном диффузоре отношение
Принимаем c3 = 200 мс.
Принимаем c3 = 220 мс.
4.6. Показатель процесса повышения давления воздуха в безлопаточном диффузоре
где – политропный к.п.д. безлопаточного диффузора. Для коротких безлопаточных диффузоров предшествующих лопаточному = 055 067. Принимаем = 063.
4.7. Температура воздуха на выходе из безлопаточного диффузора
м) где теплоемкость ;
н) где теплоемкость .
4.8. Давление за безлопаточным диффузором
4.9.Число M на выходе из безлопаточного диффузора
4.10. Плотность воздуха
4.11. Внешний диаметр безлопаточного диффузора:
Обычно . С учетом рекомендаций принимаем D3 = 58 мм которому соответствует .
Уточняем углы направления скорости на выходе из безлопаточного диффузора (см. 3.4.4)
5.Лопаточный диффузор
5.1. Скорость после диффузора.
Cтатистический диапазон отношения скоростей .
Принимаем м) c4 = 90 мс; н) c4 = 100 мс.
5.2. Показатель процесса повышения давления воздуха в лопаточном диффузоре
Политропный к.п.д. лопаточного диффузора на выполненных компрессорах изменяется в пределах . Принимаем .
5.3.Температура за диффузором
5.4.Давление за диффузором
5.5.Плотность воздуха на выходе из лопаточного диффузора
5.6.Диаметр выхода из диффузора
Отношение диаметров обычно равно .
Принимаем D4 = 0080 м 80 мм. .
Относительный диаметр D4 D2 = 80 55 = 145. Рекомендуется выдерживать отношение .
5.7 .Ширина диффузора на выходе
Принимаем b4 = 00048 м = 48 мм при .
5.8. Радиальная составляющая скорости на выходе из лопаточного диффузора
5.9.Направление потока воздуха на выходе из лопаточного диффузора
5.10. Отклонение потока в лопаточном диффузоре
Обычно . Однако при отклонение потока .может иметь меньшие значения.
5.11. Входной и выходной углы лопаток
Рекомендуемые значения угла атаки на входе . Так как расчетным режимом является режим номинальной мощности то для него принимаем
Рекомендуемые значения угла отставания на выходе . Принимаем для режима номинальной мощности
5.12.Число лопаток диффузора из условия оптимального относительного шага
Рекомендуемые значения Zд = 13;17;19; .Принимаем 17.
Для рядного двигателя принимаем однозаходную улитку круглого сечения.
6.1. Радиус поперечного сечения улитки для произвольно заданных углов φ подсчитываются по формуле.
При однозаходной улитке угол φ изменяется от 0 до 360о.
Радиус сечения в однозаходной улитке (рис. 1)
м. Принимаем Rул = 13 мм. Тогда выходной диаметр улитки мм.
6.2. Радиус поперечного сечения на выходе из диффузора.
Рекомендуемый угол раскрытия выходного диффузора а длина выходного диффузора . Тогда при м радиус поперечного сечения на выходе из диффузора однозаходной улитки может быть установлен в диапазоне
Принимаем Rk180 = 15 мм.
Выходной диаметр диффузора мм.
6.3. Потери напора в улитке и выходном диффузоре:
Рекомендуется коэффициент потерь . Принимаем и 030.
6.4. Скорость на выходе из диффузора c5 (компрессора cк)
гдеnу - число заходов улитки; ρk = ρ5 - плотность воздуха на выходе из компрессора обычно принимают равным ρ4.
6.5. Температура на выходе
6.6. Показатель степени повышения давления в улитке
где КПД улитки на выполненных конструкциях 5 = 030 065.
6.7. Давление на выходе
6.8. Степень повышения давления в компрессоре
6.9. Плотность воздуха на выходе
7.Окончательные значения основных параметров ступени
7.1. Конечное давление наддува pk отличается от определенного в п. 1.5. на
Удовлетворяет условию: .
7.2. Адиабатный КПД компрессора
На расчетных режимах принимаем:
м) к ад = 073; н) к ад = 072.
7.3. Удельная адиабатная работа сжатия в компрессоре
7.4. Мощность компрессора (приводная)
7.5.Частота вращения колеса компрессора
7.6.Окружная скорость на входе в колесо компрессора
Расчет радиально–осевой турбины
Для рассчитываемого турбокомпрессора предварительно выбираем радиально-осевую турбину. Исходные данные для ее расчета принимаются по результатам расчетов цикла двигателя с турбонаддувом и компрессора.
1.Исходные данные для расчета радиально-осевой турбины
Режимы по скоростной характеристике
Расход воздуха Gkкгс
Частота вращения ротора турбокомпрессора
Давление наддува рк МПа
Удельная адиабатная работа в компрессоре
Адиабатный КПД компрессора k ад
Коэффициент избытка воздуха
2.Основные энергетические и геометрические параметры турбины
2.1. Расход газа через турбину.
Количество отработавших (выпускных) газов
где n – коэффициент продувки изменяется в пределах . Предварительно принимаем .
Утечки газа через неплотности учитываются коэффициентом значения которого находятся в диапазоне . Принимаем .
Тогда фактический расход газа через турбину
м) Gг = 095 . 0059 = 0056 кгс;
н) Gг = 095 . 0095 = 009 кгс.
2.2. По данным технических характеристик турбокомпрессоров с радиально-осевыми турбинами значения максимальных КПД турбин находятся в пределах к=0.68 074. Предварительно принимаем максимальное значение КПД турбины
м) т=0.69; н) т=0.68.
2.3. Температура газов перед турбиной Тт принимается по результам расчета цикла двигателя. Из условий обеспечения её длительной работы турбокомпрессора Тт не должна превышать:
– 730С (1003 К) на автотракторных и других двигателях наземного транспортна.
Принимаем с учетом коэффициента избытка воздуха:
2.4. Необходимая средняя за цикл удельная адиабатная работа газа в турбине определяется из баланса средних мощностей турбины и компрессора или ;
где - коэффициент импульсности турбины.
2.5. Противодавление за турбиной
где коэффициент сопротивления устройств за турбиной (глушитель шума нейтрализаторы и т.п.) находится в пределах т = 102 108. Принимаем т = 106.
2.6. Среднее давление газа перед турбиной
где к'- средний показатель адиабаты расширения. Принимаем к' 134.
Для четырехтактных двигателей желательно иметь отношение .
2.7. Плотность газа перед турбиной
2.8. Правильность предварительного выбора радиально-осевой турбины проверяется по величине коэффициента быстроходности
Для радиально-осевой турбины .
Окончательно принимаем радиально-осевую турбину с однозаходной улиткой и лопаточным сопловым аппаратом.
2.9. Наружный диаметр рабочего колеса.
Оптимальное соотношение диаметров турбины D3т и компрессора D2к в выполненных конструкциях турбокомпрессоров находится в пределах с радиально-осевой (центростремительной) D3т D2к = 10 11. Для рассчитываемой турбины наружный диаметр рабочего колеса м. Принимаем D3 = 0058 м = 58 мм.
2.10. Диаметры соплового аппарата назначаются на основе опытных зависимостей:
- наружный диаметр лопаток;
- внутренний диаметр лопаток.
По опытным рекомендациям относительные диаметры находятся в пределах:
В соответствии с этим
D1 = (135 150) 0058 = (0078 0087) м;
D2 = (105 110) 0058 = (0061 0064) м.
D1 = 008 м = 80 мм;D2 = 0062 м = 62 мм.
2.11. Диаметры рабочего колеса на выходе:
По опытным рекомендациям относительные диаметры:
D4н = (070 085) 0058 = (0041 0049) м;
Dвт = (025 032) 0058 = (0015 0019) м.
D4н = 0042 м = 42 мм;
Dвт = 0016 м = 16 мм.
Средний диаметр на выходе
Относительный средний диаметр
2.12.Площадь сечения рабочего колеса на выходе
2.13. Окружные скорости при входе газа в рабочее колесо турбины
2.14. Окружная скорость на выходе из рабочего колеса на среднем диаметре
2.15. Степень реактивности турбины.
В турбине в работу на валу рабочего колеса Lт.ад. преобразуется адиабатный теплоперепад (потенциальная энергия газа) Нт.ад. величина которого зависит от перепада температур (или давлений)
где pот = p4 - давление газа после турбины; pт = p1 - давление газа перед турбиной. Преобразование энергии может происходить в улитке- УЛ в сопловом аппарате - С.А . и рабочем колесе - Р.К.
Соотношение этих величин оценивается степенью реактивности турбины
Если 0 то такие турбины называются активными. При > 0 турбины называются реактивными.
Значения согласно опытных данных находится в пределах:
- радиально -осевые (центростремительные) = 045 055.
Для рассчитываемой турбины принимаем = 052.
3.1. Адиабатная работа расширения газа в сопле
3.2. Абсолютная скорость газа на входе рабочее колесо
Коэффициент скорости для диаметров рабочего колеса 50 100 мм находятся в пределах . С учетом улитки принимаем .
Средняя скорость газа на входе в сопловой аппарат (улитку) обычно составляет мс. Для рассчитываемых режимов принимаем:
м) с1 = 55 мс; н) с1 = 70 мс.
3.3. Рекомендуемое число сопловых лопаток.
3.4. Осевая скорость на выходе из рабочего колеса определяется по формуле
которая преобразуется к виду
3.5. Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе с лопаток соплового аппарата.
Для исключения обратных токов и снижения гидравлических потерь радиальная скорость на входе в рабочее колесо с3r должна быть несколько меньше осевой скорости на выходе из рабочего колеса с4а.
В первом приближении принимаем:
м) с3r = 110 мс; н) с3r = 150 мс.
3.6. Угол входа потока на рабочее колесо
3.7. Окружная составляющая абсолютной скорости газа с3u
- на входе в рабочее колесо (по закону с2u = const)
- на выходе с лопаток соплового аппарата
3.8. Число лопаток рабочего колеса находится в пределах . Принимаем . Лопатки радиальные.
3.9. Коэффициент загромождения входного сечения рабочего колеса
где толщина рабочих лопаток на входе 3 =1 2 мм. Принимаем 3=12 мм.
3.10. Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе с лопаток соплового аппарата
Предварительно принимаем ширину лопаток b2 = b3 и плотности газа 2 = 3. Тогда
3.11. Абсолютная скорость газа на выходе с лопаток соплового аппарата
3.12. Угол выхода газового потока из соплового аппарата
Рекомендуемые значения угла выхода газового потока из соплового аппарата лежат в пределах .
3.13. Температура газа на выходе из соплового аппарата:
Средняя массовая изобарная теплоёмкость выпускных газов при температурах близких к К равна Дж(кгград.).
–заторможенного потока ;
2.14. Число Маха характеризующее режим течения газа на выходе из соплового аппарата
Оба значения М1 меньше единицы. Характер течения газа дозвуковой в связи с чем применимы обычные приёмы выбора профилей лопаток.
3.15. Потеря энергии в сопловом аппарате
3.16. Показатели политропы расширения в сопловом аппарате
3.17. Давление газа на выходе из соплового аппарата
3.18. Плотность газа после соплового аппарата
3.19. Ширина проточной части соплового аппарата (длина лопаток)
Принимаем b2 = 70 мм
Относительная ширина .
Рекомендуемые отношения ширины соплового аппарата к диаметру колеса турбины находятся в пределах:
- для радиально-осевых турбин .
4.1. Угол входа потока на рабочее колесо с радиальными лопатками
Допускается 3 = 80 110.
4.2. Температура газа на входе в рабочее колесо
4.3. Давление газа на входе
4.4. Плотность газа
4.5. Относительная скорость потока газа на входе в рабочее колесо
4.6. Адиабатная работа расширения газа в рабочем колесе
4.7. Относительная средняя скорость газа на выходе из рабочего колеса
Скоростной коэффициент :
- для радиально-осевых турбин ;
4.8. Температура газа на выходе
4.10. Плотность газа на выходе
4.11. Предварительное значение угла выхода потока газа из рабочего колеса в относительном движении
4.12. Величина утечки газа:
- в радиально-осевой турбине (по радиальному зазору)
Величина радиального зазора мм. Принимаем мм.
Высота лопаток на выходе
4.13. Уточненная величина угла выхода газа из рабочего колеса
4.14. Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса
4.15. Уточненная осевая составляющая абсолютной скорости
Для исключения обратных потоков и уменьшения гидравлических потерь рекомендуется иметь.
4.16. Абсолютная скорость газа на выходе
4.17. Угол выхода потока по отношению к плоскости рабочего колеса
4.18. Потери энергии с выходной скоростью
4.19. Потери энергии вследствие утечек
4.20. Потери на лопатках рабочего колеса
где скоростной коэффициент для радиально-осевой турбины . Принимаем и ;
4.21. Потери трения диска рабочего колеса и вентиляционные потери
где коэффициент учитывающий форму диска . Принимаем .
4.22. Адиабатный к.п.д. турбины
4.23. Эффективный к.п.д. турбины
Обычно . Принимаем ;
4.24. Эффективная мощность турбины
м) кВт; Nк = 37 кВт;
4.25. 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 берётся равным выходному сечению выпускного трубопровода а минимальное концевое сечение (во избежание большой шумности турбины при работе) порядка .
Моделирование внешней скоростной характеристики
Проведем моделирование проектируемого бензинового двигателя номинальная мощность которого Neн= 912 кВт при = 5400 мин-1 а крутящий момент на этом режиме =1613 Нм. На частоте вращения 3000 мин-1 данный двигатель развивает максимальный крутящий момент = 1839 Нм.
Разделив промежуток между nххmin до Neн на 18 интервалов (через 250 мин-1) определим численные значения n по формуле (табл.1).
Показатели ВСХ проектируемого бензинового двигателя
В соответствии с теорией подобия примем что для проектируемого бензинового двигателя в безразмерных координатах зависимости и соответствуют этим же зависимостям прототипа.
Это дает возможность найти значения и GTx для частот вращения от 1000 до 5400 мин-1.
Эффективную мощность находим по формуле
Удельный эффективный расход топлива находим по формуле
Результаты расчетов приведены в табл.2
Внешняя скоростная характеристика проектируемого двигателя
Определяем наименьшую частоту вращения коленчатого вала при максимальной нагрузке
Принимаем nmin=2000 мин-1.
При данной частоте вращения коленчатого вала находим (по ВСХ) часовой расход топлива
Определяем часовой расход воздуха на данном режиме
Тогда расход воздуха через компрессор определится как
Принимаем на данном режиме к=1620.
Описание конструкции турбокомпрессора
На листе 2 изображен продольный разрез турбокомпрессора на котором: к валу 10 справа при помощи сварного соединения прикреплено рабочее колесо турбины 8 а слева с натягом насажено и закреплено с помощью гайки 17 рабочее колесо компрессора 16. Вал вращается в подшипниках 2 которые в свою очередь находятся в корпусе 1. Рабочее колесо турбины находится в корпусе(улитке) 6 который крепится к корпусу соплового аппарата 5 при помощи винта 3 и скобы 4 в котором находятся лопатки соплового аппарата 9. Рабочее колесо компрессора так же как и колесо турбины находится в корпусе(улитке) 21 и крепится скобой и винтом к корпусу лопаточного диффузора 15 между ними находится уплотнительное кольцо улитки 22. В корпусе лопаточного диффузора находятся лопатки диффузора 20. Между корпусом подшипников и рабочим колесом компрессора находится уплотнительная муфта 19 на которую одето уплотнительное кольцо 14 для предотвращения попадания масла в полость корпуса рабочего колеса компрессора. Уплотнительная муфта прижимает шайбу 13 а также опирается на упорный подшипник 12. Турбокомпрессор крепится к выпускному трубопроводу при помощи фланца 7. Вход воздуха обеспечивается при помощи патрубка 18. Подвод масла к корпусу подшипников осуществляется при помощи штуцера 23 который закреплен винтом 24 а отвод при помощи сливного патрубка 11.
Регулирование давления наддува
Потребность в эффективных регуляторах давления в системе турбонаддува вызвана тем что в соответствие с характеристикой турбонагнетателя его расход воздуха растет быстрее чем возможность двигателя принять этот воздух. Если не припятствовать этому турбонагнетатель может быстро создать слишком высокое давление наддува что не допустимо для двигателей работующих на легких топливах так как это приводит к детонации. Методы и устройства при помощи которых можно управлять давлением наддува – одна из важнейших состовляющих системы турбонаддува.
Заметим что для расширения возможного диапазона изменения частоты вращения коленчатого вала (KB) при неизменном давлении наддува наиболее действенным способом регулирования является перепуск части отработавших газов (ОГ) в обход турбины.
При данном способе регулирование давления наддува основывается на управлении потоком ОГ через турбину. При этом в качестве управляющей величины могут быть использованы давления рК или рТ а также отношения давлений рКр0 pТp0. Перепускной (байпасный) клапан устанавливается в выпускной трубопровод между выпускными каналами головки цилиндров двигателя и входом в турбину или же монтируется непосредственно в корпус турбокомпрессора. В зависимости от значения используемой управляющей величины клапан открывается и перепускает часть ОГ в обход турбины непосредственно в выпускную систему. При полной нагрузке двигателя в зависимости от конструктивных параметров клапана в обход турбины направляется 20 40 % общего потока газов. Остальные 60 80 % идут на привод ротора турбины и обеспечивают создание необходимого давления наддува.
Этот способ регулирования в зависимости от выбора для регулирующего клапана управляющей величины позволяет выполнить индивидуальную настройку характера изменения давления наддува. Двигатели с турбонаддувом имеющие регулирование давления наддува перепуском ОГ обычно имеют хорошую характеристику крутящего момента и удовлетворительную приёмистость.
Преимущество этого способа регулирования состоит в том что благодаря перепуску части ОГ в обход турбины появляется возможность использовать турбину и компрессор существенно меньших размеров. Вследствие этого даже при относительно низкой частоте вращения KB достигается достаточно высокое давление наддува что позволяет улучшить приёмистость двигателя.
В данном курсовом проекте в качестве управляющей величины я выбираю давление наддува pК.
Исполнительное устройство этой системы включает в себя перепускной клапан напоминающий по конструкции клапаны головки цилиндров. Конец стержня клапана прикреплен к мембране которая поджимается калиброванной пружиной. Мембрана герметично зажата по всему периметру металлической крышкой в форме колпака. Перепускной клапан находится в закрытом состоянии благодаря поджатию пружиной. Между мембраной и крышкой имеется полость в которую подводится управляющее давление. При достижении определенного отрегулированного для каждого двигателя давления наддува рК это давление воздействуя на мембрану создает усилие достаточное для сжатия калиброванной пружины препятствующей открытию перепускного клапана. Клапан открывается и перепускает ОГ минуя турбину.
С помощью силы калиброванной пружины можно регулировать давление наддува то есть чем больше сила пружины тем большее давление наддува может быть создано.
Список использованной литературы
Гаврилов А.А. Игнатов М.С. Эфрос В.В. Проектирование турбокомпрессоров для наддува поршневых двигателей внутреннего сгорания:Учебное пособие Владим. гос. ун – т. –Владимир 2006. – 88с.
А. Н. Гоц В.В. Эфрос; Порядок проектирования автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие; Владим. гос. ун-т. – Владимир: Изд-во Владим. гос. ун-та 2007. – 148с.
Исходные данные к расчту цикла в цилиндре по программе C1JTKV.EXE
ЗАДАНО: эффективная мощность кВт PNE= 91.2
частота вращения вала мин-1 OBD=5400.0
Прототип ВАЗ-2115 Режим номинальный
PO= .1000 МПа TO=298.0 K Состав топливa C= .855 H= .145 O= .000
Число цилиндров и чередование вспышек KC=4 IC=180
Диаметр цилиндра и ход поршня м D= .000 SD= .866
Отношение RкLш и дезаксаж м ORL= .293 DEZ= .002
Степ.повыш.давл. в компр. и пониж. в турбине PIK=1.712 PIT=1.700
Степень сжат.и коэф.потерь на трен.и прив.мех..E= 9.2 .AMT= .860
Коэф. избытка воздуха и расход топливакгч. ALI= .980 .RTI=22.75
Коэф. испол. теплоты в точ. Z и темп.ОГК FIZ= .855 TOG=1000.0
Угол опер.зажиг.(нач. впрыс. топл.)гр. пкв до ВМТ LTETA=23
Продолж.сгор.и впрыска топл.(в диз) гр.пкв KSG=50 JTH= 0
Показ. харак. сгоран. искров. и диффуз PXSB=1.30 PXSD= .30
Давл.МПа при начале выпуска гр. ПКВ до НМТ. PBI= .4909 YB= 0
Теплообмен (0 - не учитывается 1 - учитывается) JQ=1
Ср. температуры стенокK (при расчете с учетом теплообмена):
цилиндра=473.0 поршня=573.0 головок цилиндра=553.0
Поправки к показ.политроп сжатия и расш POP1=1.0040 POP2= .9600
ПАРАМЕТРЫ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ: выпуск впуск
Диаметр горловины клапана мм DT=32.00 DK=38.00
Максимальный ход толкателя мм HTB= 8.30 HTA= 8.30
Минимальное сечение канала м2 FB=1.000000 FA=1.000000
Параметр сопротивления клапана BB=38.00 BA=68.000
ФАЗЫ: выпуск:начало гр. пкв до НМТ KB=68
конец гр. пкв после ВМТ KR=25
впуск: начало гр. пкв до ВМТ KU=25
конец гр. пкв после НМТ KA=54
КОД расчета рациональных фаз (Да-1 Нет-0) KUP=0
Ключ изменяемой фазы в последовательности KBKRKUKA KLUCH=1000
Фаза при KLUCH=1 изменяется от 10 до 90 с шагом 10
Профиль кулачка ( безударный ) код KW=1
Участки подьема и спуска: 1-ый 2-ой
Продолжительность участка в гр. п.р.в.: впуск JX1=19 JX2=4
Подьем толкателя на участке сбега мм HSB= .20
Скорость толкателя в конце сбега ммгр.п.р.в. WSB= .020
Радиус начальной окружности мм RNO=18.00
Отношение плеч коромысел клапанов OPK=1.000
Угол фаски у клапанов град. YK=45.0
ТРАКТЫ: ВЫПУСКНОЙ ВПУСКНОЙ
Обьем трубопровода м3 VP= .001355 VS= .002949
Расходные сечения м2 FT= .002460 FS= .002870
Расходные коэффициенты трубопроводов MUT= .2500 MUS= .9000
Коэф. сопротивления.внешних.устройств C2=1.03 C1= .90
Шаг печати текущих парамет..и число итераций. MS=10 ND= 7
Обьем печати MP 00000000
КПД компрессора и турбины на расчет. режиме.ZKM= .74 ZTM= .72
Диаметр рабочего колеса компрессорам DKO= .055
Расчетная частота вращения ротора ТКРобмин OBK=123000.0
Показатель политропы сжатия в компрессоре АNК=1.500
Коэф. импульсности турбины KIT=1.0200
Диаметр перепускного отверстия у турбины мм DPO= .00
Снижение pkМПа и Tk в охлад. наддув. воздуха.. POHB= .0000 TOHB= .0
ХАРАКТЕРИСТИКА КОМПРЕССОРА RHB5 модель 384C (расход воздуха кгс)
HPI=1.1000 BPI=2.1000 SPI= .1000 ROK=1.0000 SG= .0100 SM6= 1.0
РЕЗУЛЬТАТЫ ВЫЧИСЛЕНИЯ ДИАМЕТРА ЦИЛИНДРА D И ХОДА ПОРШНЯ SD
VH(м3)= .3764E-03 D(м)= .8211E-01 SD(м)= .7111E-01
RTI(кгч)= .2604E+02 PBI(Pa)= .4865E+06
Полученные значения D и SD округлить до целых значений в мм
так чтобы VHr=3.14*D**24.*SD >= VH. Ввести в исходные данные
рассчитанные величины D SD RTI PBI и продолжить расчеты в
соответствии с методическими указаниями.
Stop - Program terminated.
Диаметр цилиндра и ход поршня м D= .082 SD= .071
Коэф. избытка воздуха и расход топливакгч. ALI= .980 .RTI=23.15
Параметр сопротивления клапана BB=40.00 BA=61.000
Расходные коэффициенты трубопроводов MUT= .2055 MUS= .9000
Коэф. сопротивления.внешних.устройств C2=1.06 C1= .85
*******************************************************************************
РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ
Клапан Ускорения мc2 Время - сечение мм.с Rmin мм
max min предв. основ. запаз. общее проф. кул.
Выпуск 4371.9 -1419.0 .3346 2.7734 .0177 3.1257 8.550
Впуск 4631.5 -1616.5 .0218 3.1789 .2245 3.4252 6.080
***********************************************************************
ПОКАЗАТЕЛИ ТЕОРЕТИЧЕСКОГО ЦИКЛА
ЭФФЕКТИВНАЯ МОЩНОСТЬ кВт 91.4
УДЕЛЬНЫЙ ЭФФЕКТ. РАСХОД ТОПЛИВА г(кВт.ч) 253.2
МЕХАНИЧЕСКИЙ КПД .813
ЭФФЕКТИВНЫЙ КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ Н.м 161.7
Среднее инд. давление теорет. цикла МПа 1.6666
Среднее эффект. давлен. теорет.цикла МПа 1.3545
Удельные затраты работы на газообиен МПа -.1094
в том числе: -насосные ходы МПа -.0916
-потери при предварении выпуска МПа .0178
-приращение при запаздывании впускаМПа .0000
Масса рабочего тела в цилиндре г .572
Коэффициент наполнения: -к услов. на впуске .991
-к окруж. среде 1.241
Коэффициент остаточных газов .052
Масса заброса ОГ во впускную систему г .0087
Масса заброса ОГ из выпуск. сист. в цилин. г .0036
Масса обратного выброса в такте сжатия г .0019
Коэффициент дозарядки 1.053
Коэффициент избытка воздуха 1.017
Давление в момент закрытия впуск. клап.МПа .1737
Давление в начале видимого сгорания pcМПа 2.2678
Угол соответствующий рс град. пкв до ВМТ 13
Угол задержки воспламенения смеси град. пкв 10
Максимальное давление цикла pmaxМПа 8.4197
Угол соответств. pmax гр. пкв после ВМТ 15
Максимальная температура цикла TmaxK 2799.2
Угол соответств. Tmax гр. пкв после ВМТ 22
Ср.скор.нараст. давл. при сгор.МПа(гр.пкв) .2197
Давление в цилиндре в начале выпускаМПа .9690
Сред. давление в трубопроводеМПа: впускном .1453
Сред. температ. в трубопроводеK: впускном 345.8
Средний расход воздуха через компрессоркгс .0994
Сред. степень повышения давления в компрес. 1.711
Сред. степень понижения давления в турбине 1.701
Средний за цикл КПД компрессора .746
Средний за цикл КПД турбины .572
Мощность компрессора кВт 6.70
Мощность турбины кВт 10.93
ЗАДАНО: эффективная мощность кВт PNE= 57.8
частота вращения вала мин-1 OBD=3000.0
Прототип ВАЗ-2115 Режим максимального крутящего момента
PO=0.1000 МПа TO=298.0 K Состав топливa C=0.855 H=0.145 O=0.000
Диаметр цилиндра и ход поршня м D=0.082 SD=0.071
Отношение RкLш и дезаксаж м ORL=0.293 DEZ=0.002
Степ.повыш.давл. в компр. и пониж. в турбине PIK=1.654 PIT=1.640
Степень сжат.и коэф.потерь на трен.и прив.мех..E= 9.2 .AMT=0.860
Коэф. избытка воздуха и расход топливакгч. ALI=0.940 .RTI=17.25
Коэф. испол. теплоты в точ. Z и темп.ОГК FIZ=0.800 TOG=1000.0
Угол опер.зажиг.(нач. впрыс. топл.)гр. пкв до ВМТ LTETA=15
Продолж.сгор.и впрыска топл.(в диз) гр.пкв KSG=40 JTH= 0
Показ. харак. сгоран. искров. и диффуз PXSB=2.80 PXSD=0.30
Давл.МПа при начале выпуска гр. ПКВ до НМТ. PBI=0.4909 YB= 0
Поправки к показ.политроп сжатия и расш POP1=1.0040 POP2=0.9600
Диаметр горловины клапана мм DT=30.00 DK=34.00
Параметр сопротивления клапана BB=40.00 BA=10.000
Подьем толкателя на участке сбега мм HSB=0.20
Скорость толкателя в конце сбега ммгр.п.р.в. WSB=0.020
Обьем трубопровода м3 VP=0.001355 VS=0.002840
Расходные сечения м2 FT=0.002460 FS=0.002070
Расходные коэффициенты трубопроводов MUT=0.1400 MUS=0.8600
Коэф. сопротивления.внешних.устройств C2=1.10 C1=0.93
КПД компрессора и турбины на расчет. режиме.ZKM=0.72 ZTM=0.71
Диаметр рабочего колеса компрессорам DKO=0.055
Расчетная частота вращения ротора ТКРобмин OBK=108000.0
Диаметр перепускного отверстия у турбины мм DPO= 0.00
Снижение pkМПа и Tk в охлад. наддув. воздуха.. POHB=0.0000 TOHB= 0.0
HPI=1.1000 BPI=2.1000 SPI=0.1000 ROK=1.0000 SG=0.0100 SM6= 1.0
Выпуск 1349.3 -438.0 0.5667 4.7107 0.0299 5.3072 8.550
Впуск 1429.5 -498.9 0.0351 5.1695 0.3631 5.5676 6.080
ЭФФЕКТИВНАЯ МОЩНОСТЬ кВт 58.6
УДЕЛЬНЫЙ ЭФФЕКТ. РАСХОД ТОПЛИВА г(кВт.ч) 294.3
МЕХАНИЧЕСКИЙ КПД 0.846
ЭФФЕКТИВНЫЙ КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ Н.м 186.6
Среднее инд. давление теорет. цикла МПа 1.8477
Среднее эффект. давлен. теорет.цикла МПа 1.5635
Удельные затраты работы на газообиен МПа -0.0583
в том числе: -насосные ходы МПа -0.0297
-потери при предварении выпуска МПа 0.0284
-приращение при запаздывании впускаМПа -0.0002
Масса рабочего тела в цилиндре г 0.689
Коэффициент наполнения: -к услов. на впуске 1.079
-к окруж. среде 1.492
Коэффициент остаточных газов 0.054
Масса заброса ОГ во впускную систему г 0.0153
Масса заброса ОГ из выпуск. сист. в цилин. г 0.0082
Масса обратного выброса в такте сжатия г 0.0165
Коэффициент дозарядки 0.982
Коэффициент избытка воздуха 0.912
Давление в момент закрытия впуск. клап.МПа 0.1956
Давление в начале видимого сгорания pcМПа 2.7358
Угол соответствующий рс град. пкв до ВМТ 7
Угол задержки воспламенения смеси град. пкв 7
Максимальное давление цикла pmaxМПа 8.5883
Угол соответств. pmax гр. пкв после ВМТ 21
Максимальная температура цикла TmaxK 2638.6
Угол соответств. Tmax гр. пкв после ВМТ 26
Ср.скор.нараст. давл. при сгор.МПа(гр.пкв) 0.2090
Давление в цилиндре в начале выпускаМПа 1.1146
Сред. давление в трубопроводеМПа: впускном 0.1569
Сред. температ. в трубопроводеK: впускном 338.1
Средний расход воздуха через компрессоркгс 0.0708
Сред. степень повышения давления в компрес. 1.690
Сред. степень понижения давления в турбине 1.683
Средний за цикл КПД компрессора 0.750
Средний за цикл КПД турбины 0.562
Мощность компрессора кВт 4.62
Мощность турбины кВт 7.17

Ха-ка.bak.cdw