• RU
  • На проверке: 13
Меню

Проектирование турбокомпрессора - Агрегаты наддува ДВС - курсовой

  • Добавлен: 01.07.2014
  • Размер: 2 MB
  • Закачек: 0
Чтобы скачать этот файл, Вам необходимо зарегистрироваться и внести вклад в развитие сайта

Описание

Курсовой проект проектирование турбокомпрессора для двигателя с заданными параметрами. Чертежи, характеристики, пояснительная записка

Состав проекта

Название Размер
icon agregaty_naduva.zip
2 MB
icon юлкин
icon nadufff1.bak
94 KB
icon nadufff1.dwg
94 KB
icon nadufff2.bak
134 KB
icon nadufff2.dwg
143 KB
icon ЗапискаГОТОВАЯ.doc
3 MB
icon скор хар-ка.dwg
87 KB

Дополнительная информация

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

1.Конструкция агрегата наддува

1.1. Требования к конструкции турбокомпрессора

1.2. Тенденции развития и совершенствования турбокомпрессора

2. Построение ВСХ двигателя и выбор расчётного режима работы

3. Газодинамический расчёт турбокомпрессора

3.1. Расчёт необходимого давления наддува и сечения корпуса турбины

3.2. Газодинамический расчёт компрессора

3.3.Газодинамический расчёт турбины

4.Построение совместной характеристики компрессора и двигателя

5.Устройство турбокомпрессора и его узлов

5.1.Компрессорная ступень

5.2.Турбинная ступень

5.3.Узел подшипников

5.4.Уплотнения ТКР

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Список литературы:

Приложение 1. Результаты расчёта необходимого давления наддува и сечения корпуса турбины

Приложение 2. Газодинамический расчёт компрессора с безлопаточным диффузором

Приложение 3. Газодинамический расчёт турбины с безлопаточным направляющим аппаратом

Введение

Вследствие роста доли перевозимых грузовыми автомобилями грузов возросли требования к удельномощностным показателям дизельных двигателей. Также растет доля дизельных двигателей среди автомобилей, в том числе и легковых. В последние годы в связи с постепенным ухудшением экологии, всё большее внимание уделяется снижению вредных выбросов двигателями внутреннего сгорания.

Введение газотурбинного наддува положительным образом сказывается на улучшении удельномощностных, экономических и экологических показателях двигателя. Для наддува в настоящее время применяют как правило лопаточные компрессорные машины, благодаря компактности и относительно простой конструкции. Наддувный двигатель обладает рядом недостатков, таких как худшая приёмистость, трудность в обеспечении необходимого для экологических показателях коэффициента избытка воздуха в зоне низких частот вращения двигателя.

В процессе курсового проекта решаются следующие задачи:

1. Газодинамический расчёт ступеней компрессора и турбины.

2. Выбор типа турбокомпрессора и обоснование его конструктивной схемы, компоновка элементов турбокомпрессора.

3. Построение совместной характеристики двигателя и компрессора.

4. Анализ совместной работы двигателя и компрессора для заданного режима работы двигателя.

1.Конструкция агрегата наддува

1.1. Требования к конструкции турбокомпрессора.

В связи с многообразием условий в которых должен работать турбокомпрессор автомобильного двигателя, он должен удовлетворять следующим требованиям:

• турбокомпрессор должен обеспечивать необходимое количество

воздуха для сгорания топлива на всех режимах работы двигателя, в том числе и на разгонных, для выполнения заданных норм по экономичности и экологии. При этом его КПД должен быть максимально возможным, но не менее 50%, а момент инерции ротора минимальным;

• турбокомпрессор должен надёжно работать в любых условиях работы транспортного двигателя, а его ресурс не должен быть меньше ресурса самого двигателя;

• турбокомпрессор должен иметь определённый запас по частоте вращения ротора для того, чтобы сохранять работоспособность в экстремальных условиях работы двигателя, таких как ”разнос”, работа в высокогорных условиях. Подшипники должны обеспечивать надёжную работу ТКР до предельной скорости вращения;

• турбокомпрессор, его детали и узлы должны нормально функционировать в условиях пульсирующего потока и циклично меняющейся температуры газа, свойственных поршневым двигателям и создающих механические и тепловые нагрузки переменного характера;

• турбокомпрессор должен выдерживать многократные пуски двигателя при задержке поступления масла к подшипникам, а также резкие остановки после напряжённых скоростных и нагрузочных режимов работы двигателя;

• турбокомпрессор должен работать на том же масле, что и двигатель, не требуя дополнительной его очистки. Турбокомпрессор должен иметь надёжные уплотнения, чтобы исключить попадание масла в проточную часть компрессора и турбины, а также воздуха и газа в картерную часть двигателя;

• в течение всего срока службы турбокомпрессор не должен требовать технического обслуживания, его конструкция должна обеспечивать лёгкий монтаж турбокомпрессора на двигатели различных компоновочных схем, иметь хорошие массогабаритные показатели;

• стоимость системы наддува не должна превышать стоимости затрат при повышении мощности двигателя за счёт увеличения его рабочего объёма;

• турбокомпрессор должен быть работоспособен, причем его ремонт должен осуществляться с минимальными затратами и не требовать сложного станочного оборудования.

Столь сложным, многообразным и противоречивым требованиям удовлетворяет компоновочная схема ТКР с центробежным колесом и центростремительной турбиной, консольно расположенными по обе стороны от подшипников.

5.1.Компрессорная ступень.

Компрессорная ступень турбокомпрессора включает в себя: рабочее колесо, диффузор, корпус (воздухосборник) с входным устройством и выходным патрубком.

В компрессорных ступенях применяются, в основном, двухъярусные

колеса (лопатки на входе в колесо укорочены через одну) с назад загнутыми лопатками, которые обеспечивают более высокий КПД по сравнению с колесами, имеющим радиальные лопатки. Применение назад загнутых лопаток стало возможным после разработки и освоения технологии отливки колес по пластичным моделям в гипсовые формы. Кроме принципиальной возможности изготовления колес с криволинейными лопатками эта технология позволяет существенно повысить чистоту поверхности межлопаточных каналов. Каналы в колесе специально профилируются для того, чтобы обеспечить безотрывное течение с минимальными потерями. Лопатки колеса с целью обеспечения достаточной вибропрочности имеют переменную по радиусу толщину, оцениваемую углом уширения γ. На величину КПД оказывает влияние зазор между обводами колеса и корпуса, который у выполненных конструкций составляет 0,50,6 мм. Колесо компрессора надевается на вал по переходной посадке, поэтому при сборке и разборке ротора оно обычно нагревается до 150200°С. Лопатки колеса с целью обеспечения достаточной вибропрочности имеют переменную толщину по радиусу, оцениваемую углом уширения.

Входная часть корпуса выполняется обычно в виде конфузора. Это

позволяет обеспечить плавный переход от впускной магистрали двигателя, где, как правило, скорость воздуха составляет не более 30 м/с. Из остальных элементов следует обратить внимание на размеры втулки колеса компрессора, которые должны обеспечить удаление металла при балансировке. Ее относительный размер выполняется в пределах (0,20,25), а длина -(0,040,08) от наружного диаметра колеса.

Для преобразования кинетической энергии потока за колесом в

статическое давление применяется диффузор, и корпус типа «улитки». В компрессорах автомобильных ДВС используются преимущественно безлопаточные диффузоры. Ширина щели безлопаточного диффузора обычно в 1,52 раза меньше ширины колеса на выходе для обеспечения некоторого «поджатия» потока и выравнивания эпюры скоростей. Наружный диаметр безлопаточного диффузора составляет 1,31,6 от диаметра колеса. Задняя стенка диффузора у некоторых конструкций выполняется в отъемной от корпуса подшипников крышке. Между корпусом и крышкой уплотнительные элементы могут отсутствовать. Выходной патрубок корпуса выполняется расширяющимся и соединяется с впускными коллекторами двигателя или охладителем наддувочного воздуха.

Максимальный адиабатический КПД компрессорных ступеней современных конструкций достигает значений 0,82 и имеет некоторую тенденцию к уменьшению с уменьшением диаметра колес. Например, у ТКР HOLSET НЗВ с диаметром колеса 108 мм максимальный КПД составляет 0,825, а у ТКР MITSUBISHI TD04 с диаметром 49 мм - 0,73.

5.2.Турбинная ступень.

Турбинная ступень по характеру работы может быть двух типов: импульсная и изобарная. Импульсная турбина работает в импульсном потоке газов, когда параметры газа изменяются во времени, а изобарная турбина работает в потоке газов с постоянными параметрами газа. Для наддува поршневых ДВС, в которых практически все процессы цикличные, применяются, в основном, импульсные турбины.

Турбинная ступень включает в себя рабочее колесо и корпус турбины с направляющим аппаратом. В современных ТКР автотракторного типа в большинстве случаев применяются безлопаточные направляющие аппараты в сочетании с колесом турбины открытого или полуоткрытого типа. У колеса турбины открытого типа практически отсутствует диск, у полуоткрытого колеса отношение диаметра диска к диаметру колеса турбины находится в пределах 0,490,78. С целью уменьшения момента инерции колеса диаметр ступицы стараются сделать возможно меньшим. Колесо турбины с радиальными лопатками изготавливается методом литья по выплавляемым моделям из жаропрочного никелевого сплава типа ИНКО713С, АНВ-300 и им подобным. Оно соединяется с валом сваркой трения. Лопатки колеса турбины для обеспечения прочности имеют собственную частоту колебаний не менее 8-9 кГц, что достигается выполнением лопатки с переменной толщиной вдоль радиуса. В последнее время многими зарубежными фирмами ведутся интенсивные разработки керамических колес турбины и некоторые из них уже готовы приступить к их серийному производству.

Корпуса изобарных турбин применяются как исключение и могут иметь различную форму сечения улитки: круглую, трапециевидную, грушевидную, Импульсные турбины выполняются с корпусами, имеющими две смежные улитки, разделенные перегородкой. Канал корпуса турбины с входным направляющим аппаратом специально профилируется, чтобы обеспечить необходимые скорости газа на входе а колесо.

Корпус изготавливается из жаростойкого чугуна. Зазор между обводами колеса и корпуса турбины не превышает 1 мм. Крепление корпуса турбины к корпусу подшипников осуществляется в большинстве случаев болтами, применяются различные “антипригарные” пасты. Клеммовое соединение осталось лишь при изобарных турбинах, у которых корпус можно выполнить относительно узким.

Достигнутые величины эффективного КПД турбин современных

турбокомпрессоров составляет: 0,60,7 в зависимости от диаметра колеса.

5.3.Узел подшипников.

Узел подшипников турбокомпрессора состоит из ротора, корпуса подшипников с установленными в него подшипниковыми втулками . Ротор представляет собой вал, сваренный с колесом турбины и насаженными на него колесом компрессора и деталями упорного подшипника и уплотнений. Детали ротора стягиваются гайкой моментом около 40 Н м (4 кгм), которая может стопориться от отворачивания герметиком или другими способами.

В турбокомпрессорах автотракторного типа применяются «гибкие» роторы, у которых обе критические скорости находятся внутри рабочего диапазона частоты вращения. Диаметр вала ротора составляет 0,150,25 от наружного диаметра колеса компрессора, расстояние между серединами подшипников три пять диаметров вала. Очень высокие требования предъявляются к точности и чистоте рабочих поверхностей подшипников и вала ротора. На шейках ротора практически не допускаются эллипсность, огранка, конусность и другие отклонения от круглой и прямолинейной формы. Шероховатость рабочих поверхностей ротора должна быть не более Ra 0,4. Ротор подвергается динамической балансировке раздельно: колесо турбины с валом и колесо компрессора, каждое в двух плоскостях, перпендикулярных оси вращения. Точность динамической балансировки составляет (0,10,15) 104Н м (0,l0,1 5 гсм).

Осевое перемещение ротора ограничивается упорным подшипником, который воспринимает осевые усилия, возникающие при работе ТКР на двигателе. Осевой люфт ротора составляет около 0,1 мм.

В современных ТКР применяются подшипники скольжения «плавающего» типа, отличающиеся от обычных подшипников скольжения наличием второго масляного слоя между втулкой и корпусом. Этот наружный масляный слой предназначен для демпфирования колебаний, возникающих при вращении ротора с большой частотой. Втулка подшипника вращается с большой скоростью, достигающей у некоторых конструкций 1/3 от скорости вала. Однако вращение втулки имеет и отрицательную сторону. при поступлении в подшипники недостаточно очищенного масла под действием центробежного эффекта частицы загрязнения поступают, в основном, в наружный зазор, интенсифицируя изнашивание сопряжённых поверхностей втулки и корпуса подшипников. Тем не менее, подавляющее большинство зарубежных фирм применяют в качестве подшипников плавающие вращающиеся втулки (ВР).

Отношение наружного диаметра вращающейся втулки к внутреннему находится в пределах 1,51,65. Подвод смазки к втулкам и упорному подшипнику осуществляется по сверленым каналам, тонкость очистки масла для таких подшипников устанавливается не более 20 мкм. Выпускаются турбокомпрессоры, у которых втулки объединены в единую моновтулку, которая, сохраняя «плавающий» эффект, удерживается oт вращения штифтом-стопором или пружинной скобой. Такая конструкция направлена на уменьшение износов сопряженных поверхностей, образующих наружный зазор. Зазор между валом и втулкой составляет 0,040,06, между втулкой и корпусом - 0,090,15 мм.

Такой узел подшипников складывался в течении многих лет и при надлежащей надёжности системы смазки и качественной фильтрации обеспечивает достаточную долговечность в течении не менее 10 тыс. ч. Основным параметром, который постоянно и постепенно увеличивается, является толщина плавающей втулки или отношение наружного диаметра втулки к диаметру вала. В настоящее время это значение стабилизировалось на уровне 1,6 почти у всех моделей ТКР. Это привело к значительному уменьшению частоты вращения втулки, а на некоторых режимах и к её полной остановке.

5.4.Уплотнения ТКР.

Разнообразие конструкций узлов уплотнений, особенно с компрессорной стороны, свидетельствует о непрерываном поиске такого уплотнения, которое бы удовлетворяло условиям работы ТКР на транспортном двигателе. Уплотнения современных ТКР представляют собой комбинацию маслоотражателей, защитных экранов и уплотнительных колец. Особо важно исключить проникновение масла в компрессорную полость, поскольку этому способствует наличие разрежения перед компрессором, которое может достигать значений 700 мм вод. ст., а иногда и больше. Эффективность уплотнения зависит от многих факторов: диаметра уплотнительных колец, качества изготовления деталей, объема сливных полостей, расхода масла через подшипники, конструкции экрана и других элементов. Примеры выполненных отечественных и зарубежных конструкций свидетельствуют о возможности предотвращения утечек масла даже при очень высоком

разрежении перед компрессором.

Утечки через турбинное уплотнение бывают лишь при сильно изношенных деталях, так как оно постоянно, даже на холостых оборотах двигателя, находится под подпором давления выпускных газов. Через негерметичные уплотнения может проходить большое количество газа в картерную полость двигателя, повышая давление в ней сверх допустимых пределов.

Заключение

В ходе выполнения данной курсовой работы был осуществлён расчет компрессорной и турбинной ступеней турбокомпрессора, определены основные размеры этих ступеней, построены графики изменения полных, статических параметров и абсолютной скорости течения газа по сечениям турбокомпрессора.

Также в проекте был спроектирован турбокомпрессор, описаны его конструктивные особенности, произведено сравнение его с существующими конструкциями турбокомпрессоров. Построена совместная характеристика двигателя и компрессора, проанализирована возможность совместной работы турбокомпрессора и двигателя. Рассмотрены современные тенденции развития турбокомпрессоров

up Наверх