Опис конструкції турбокомпресора

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 2

МІНІСТЕРСТВО НАУКИ ТА ОСВІТИ УКРАЇНИ

НАЦІОНАЛЬНІЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

«ХАРКІВСЬКИЙ ПОЛІТЕХНІЧНИЙ ІНСТИТУТ»

Кафедра двз

РОЗРАХУНКОВА РоБОТА

«ВИБІР ПАРАМЕТРІВ І ГАЗОДИНАМІЧНИЙ РОЗРАХУНОК ТУРБОКОМПРЕСОРА ДВИГУНА ВНУТРІШНЬОГО ЗГОРЯННЯ»

з дисципліни

«ГАЗОВА ДИНАМІКА ТА АГРЕГАТИ НАДДУВУ»

Виконав:студент гр. ТМ-40б

Самійленко С.О.

Перевірив:

Осетров О.О.

Харків 2013

ВИХІДНІ ДАНІ ДЛЯ РОЗРАХУНКУ НАГНІТАЧА ТА ТУРБІНИ

Вибрати і здійснити газодинамічні розрахунки ТКР двигуна внутрішнього згоряння з такими вихідними даними:

-дизель 6ЧН12/14;

- призначення – дизель;

- тактність ДВЗ – τ= 4;

- число циліндрів – z=6;

- діаметр циліндра - D = 0,12 м;

- хід поршня - S = 0,14 м;

- ефективна потужність поршневого двигуна – N_e = 190 кВт;

- частота обертання колінчатого вала – n= 2000 хв^-1;

- питома ефективна витрата палива – g_е = 215 г/(кВт·год);

-коефіцієнт надлишку повітря - α = 1.9;

- коефіцієнт наповнення – η_vs= 0.91;

- коефіцієнт продувки – ν = 0;

- втрати тиску в повітряному тракті до компресора - Δp_k= 4000 Па;

- втрати тиску в охоло­джувачі надувного повітря - Δp_охол = 5000 Па;

-тиск навколишнього середовища – Δp₀ = 101300 Па;

- температура навколишнього середовища – Т₀ = 293 К.

- температура повітря після охолоджувача –T_s = 328 К.

РЕФЕРАТ

Пояснювальна записка:26 ст.,1 мал.,1 джерела.

Ключові слова:

КОМПРЕСОР, НАГНІТАЧ, БЕЗЛОПАТНИЙ ДИФУЗОР, ЛОПАТНИЙ ДИФУЗОР, ЗБІРНА ЗАВИТКА, ВИТРАТА ПОВІТРЯ, СТУПІНЬ ПІДВИЩЕННЯ ТИСКУ У КОМПРЕСОРІ, КОЕФІЦІЄНТ ПОЛІТРОПИ, КОЕФІЦІЄНТ АДІАБАТИ.

Для двигуна 6ЧН12/14 був виконаний розрахунок компресора газотурбінного наддуву. Також були визначені геометричні параметри його проточної частини для витрати повітря  і ступеня підвищення тиску , для заданого режиму.

В результаті розрахунок компресора газотурбінного наддуву було встановлено, що відносна похибка ступеня підвищення тиску в компресорі не перевищує заданих 3%. Відносна похибка коефіцієнта корисної дії компресора прийнятого на початку розрахунку також не перевищує заданих 3%.

Вступ………………………………………………………………………

Вибір та обґрунтування типорозміру нагнітача для ДВЗ……………...

Пристрій для входу повітря у компресор………………………………

Розрахунки параметрів робочого колеса компресора…………………

Безлопатний дифузор…………………………………………………….

Лопатний дифузор………………………………………………………..

Збірна завитка…………………………………………………………….

Параметри стисненого повітря………………………………………….

Опис турбокомпресора……..……………………………………………

Висновок………………………………………………………………….

Список джерел інформації………………………………………………

ЗМІСТ

ВСТУП

Одною із характерних рис сучасного двигунобудування є широке використання агрегатів наддуву, які забезпечують високий рівень техніко-економічних показників ДВЗ. У першу чергу це стосується паливної економічності, токсичності відпрацьованих газів, вагових і габаритних характеристик силових установок.

Розробка ефективних агрегатів та систем наддуву базується на наукових основах, що викладаються усіма фундаментальними, загально-інженерними й спеціальними курсами. Разом з іншими дисциплінами “ Газова динаміка та агрегати наддуву” дозволяє конструювати ДВЗ, розробляти системи наддуву, прогнозувати параметри при зміні рівня форсування, вести розрахунки вибраної системи наддуву з застосуванням ЕОМ.

Щоб мати можливість більш ефективно використовувати теплову енергію, конструктори почали використовувати нові матеріали для внутрішніх деталей двигуна для зниження втрат тепла на систему охолодження. Це безперечно зв’язано з постійно зростаючими температурами відпрацьованих газів, в сучасних автомобілях досягають до 1250°С.

Оскільки турбокомпресор використовує частину цієї теплової енергії своєю турбіною, він також повинен витримувати ці зростаючі температури. Тому дослідники запропонували використати керамічний ротор для турбіни.

Переваги керамічного ротора:

· Велика температурна стійкість (понад 1200°С);

· Значно менша вага (всього 10% від ваги металевого ротора);

· Менша інерційність (прискорюється в два рази швидше ніж металічний);

· Можливість зменшення товщини стінок корпуса турбіни та їх маси;

· Можливість модифікації всього корпуса (зменшення габаритів корпуса турбіни);

· Менший коефіцієнт температурного розширення ніж у металічного ротора. Окрім цього, він гірше піддається деформації. Тому відстань між лопатками ротора турбіни і стінкою її корпуса може бути зменшено, що робить турбіну більш ефективною.

Недоліки керамічного ротора: хрупкість матеріалу, нестійкість до дії мікроскопічних частин, ускладнений виробничий контроль якості. Зараз досліджуються варіанти з’єднання металічної осі з керамічним ротором турбіни. Зварювання двох різних матеріалів викликає ряд труднощів. Існують також конструкції вала і ротора, що складаються з однієї керамічної деталі.

Для задоволення постійно зростаючих вимог, які сьогодні пред’являються до автомобільної техніки в області витрат палива, чистоти відпрацьованих газів і рівня шуму, довелося більш критично розглянути питання управління роботою двигуна. Саме тому, а також для регулювання тиску наддува, в управлінні роботою двигуна були використані мікропроцесори. Комп’ютерний контроль регулювання проходить в два етапи.

На першому етапі на основі визначеного числа параметрів, таких як температура охолоджуючої рідини, масла, повітря на впуску і відпрацьованих газів, аналізується стан двигуна, вимірюються також число обертів, розміщення педалі акселератора. Всі ці данні аналізуються комп’ютером і використовуються для визначення ідеального в даних умовах тиску наддува для двигуна.

На другому етапі це значення ідеального тиску передається на виконуючі пристрої, які регулюють тиск в впускній системі. При визначенні цього тиску враховується також критичні умови роботи двигуна, такі як детонація. Тиск наддуву в такому випадку знижується. Коли детонація припиняється тиск наддува знову підвищується до початкового значення.

Цей комп’ютер може також регулювати й інші параметри роботи двигуна. На практиці ця програма складає лише частину програм керуючих роботою двигуна.

Даний двигун призначений для використання як дизель-генератор, знаходиться в закритому приміщенні, тому турбокомпресор можна вибрати з ряду стандартних не ускладнюючи технологію виготовлення, а відповідно не підвищувати ціну турбокомпресора.

1. ВИБІР ТА ОБҐРУНТУВАННЯ ТИПОРОЗМІРУ НАГНІТАЧА СИСТЕМИ ГАЗОТУРБІННОГО НАДДУВУ КОМБІНОВАНОГО ДВЗ

1.1. Витрата палива поршневого двигуна:

.85, кг/год

1.2.  Витрата повітря поршневого двигуна:

1.3. Коефіцієнт, що враховує втрати повітря у тракті після нагнітача:

1.4.  Витрати повітря через нагнітач:

1.5.     Розрахунковий коефіцієнт для вибору тиску повітря після нагнітача:

1.6 Ступінь стиску повітря у комп­ресорі (  = 0.18 МПа):

1.7.     Температура повітря після нагні­тача (η_к= 0.72):

, К

1.8.       Розрахунковий коефіцієнт А':

1.9. Ступінь стиску повітря у комп­ресорі (  = 0.3 МПа)

1.10.      Температура повітря після  нагнітача (η_к= 0,72):

, К

1.11.  Розрахунковий коефіцієнта А":

Рисунок 1 – Графік функції А=f( )

1. 12. За розрахованими значеннями  МПа, що перевищує граничний рівень тиску без використання охолоджування надувного повітря  МПа, тому необхідно застосувати охолодження надувного повітря.

1.13.   Приймаємо рівень T_s:

T_s=328 К

1.14. Тиск наддувочного повітря:

1.15. Ступінь підвищення тиску в компресорі:

1.16.  Обираємо типорозмір турбокомпресора: 𝜋_к= 2.14 та G_k= 0.3125 кг/с; знаходимо ККД нагнітача і зовнішній діаметр колеса компресора, м:

TKP-11

η_к=0.74

D₂=0.11 м

1.17.  Температура повітря після нагнітача:

1.18.  Виконаємо уточнення коефіціє­нта адіабати:

1.19.    Уточнюємо температуру повіт­ря після нагнітача:

                    К

1.20.   Перевіряємо значення ступеня охолодження наадувного повітря:

1.21.  Питома робота для приводу ко­леса компресора:

1.22.  Приймаємо товщину лопаток на вході і виході із колеса компресора, м:

1.23.  Приймаємо значення коефіцієнта к₉₀,  визначаємо число лопаток колеса компресора та коефіцієнт циркуляції:

1.24.    Вибираємо коефіцієнт дисково­го тертя і знаходимо коефіцієнт потужності:

1.25. Колова швидкість колеса на діаметрі D₂:

1.26. Частота обертання ротору тур­бокомпресора:

2. ПРИСТРІЙ ДЛЯ ВХОДУ ПОВІТРЯ У КОМПРЕСОР

2.1    Тиск повітря у перерізі "а":

Па

2.2      Швидкість повітря у розрізі "а":

2.3. Температура потоку повітря у перерізі "а". Уточнюємо коефіцієнт адіабати і значення Т_а:

2.4. Густина потоку повітря у перері­зі "а":

2.5. Площа перерізу "а":

2.6. Швидкість потоку у перерізі "1", м/с, перевіряємо відношення :

2.7. Температура потоку повітря на вході в  колесо у перерізі "1":

2.8.  Коефіцієнт втрат енергії потоку у вхідному пристрої перед колесом:

2.9.  Втрати енергії потоку у вхідному пристрої компресора:

Дж/кг

2.10. Розрахунковий коефіцієнт для визначення показника політропи:

2.11.  Середній показник політропи потоку повітря для процесів між пе­рерізами "а" та "1":

2.12.  Тиск потоку повітря у перерізі "1" на вході у колесо компресора:

, Па

2.13.  Густина потоку повітря у пере­різі "1":

2.14.  Площина перерізу "1":

2.15.     Вибираємо відносний діаметр  і знаходимо D₀:

2.16.  Знаходимо відносний зовнішній діаметр колеса компресора і переві­ряємо його значення  0.55...0.72:

2.17.  Зовнішній діаметр колеса компресора:

2.18.  Середній діаметр колеса компресора на вході:

м

2.19.     Колова швидкість колеса комп­ресора на діаметрі D₁:

2.20.      Відносна швидкість потоку по­вітря на діаметрі D₁:

2.21.  Кут входу потоку у відносному русі:

2.22.  Кут атаки потоку повітря; конструктивний кут лопатки колеса на вході:

         (30…35)

2.23.  Коефіцієнт стиснення потоку на вході до колеса:

2.24.  Швидкість потоку повітря з урахуванням його стиснення:

2.25.  Кут входу потоку у відносному русі з урахуванням стиснення потоку:

3. РОЗРАХУНКИ ПАРАМЕТРІВ РОБОЧОГО КОЛЕСА КОМПРЕСОРА

3.1. Коефіцієнт втрат енергії на вході до колеса компресора; витрати енергії на вході  до колеса компресора:

Вибираємо

3.2. Вибираємо коефіцієнт витрат енергії при повороті потоку повітря у робочому колесі компресора та ви­значаємо відповідні витрати енергії:

Вибираємо

3.3. Втрати енергії від тертя диска і газу:

3.4 Загальні втрати енергії при русі потоку повітря у робочому колесі компресора:

3.5.  Температура потоку повітря на виході із робочого колеса компресора,К.Після уточнення коефіцієнта адіаба­ти температура потоку повітря на ви­ході із робочого колеса компресора:

3.6. Знаходимо розрахунковий кое­фіцієнт для визначення середнього показника політропи і визначаємо середній показник політропи для процесів стиску повітря у робочому колесі компресора:____

3.7. Тиск потоку повітря на виході із робочого колеса компресора (переріз "2"):

3.8. Густина потоку повітря на виході із робочого колеса компресора:

3.9.   Крок лопаток на виході із робочого колеса:

3.10.  Коефіцієнт стиску на виході із робочого колеса:

3.11. Радіальна швидкість С_2r потоку на виході із колеса:      

3.12. Проекція швидкості С₂ на напрямок :

3.13.   Абсолютна швидкість потоку на виході  із колеса компресора:

3.14. Проекція швидкості W₂ на напрямок м/с:

                    м/с     

3.15.   Відносна швидкість потоку на виході із колеса компресора:

3.16.  Кут виходу потоку у абсолют­ному русі:

        (15…25)

3.17.  Кут виходу потоку у відносно­му русі:

град     (-45…-65)

3.18.  Кут відставання потоку:

3.19.  Ширина лопаток на виході із колеса компресора:

3.20.   Ступінь підвищення тиску у колесі компресора:

3.21.   Адіабатичний ККД процесів стиску повітря у колесі компресора:

4. БЕЗЛОПАТНИЙ ДИФУЗОР

4.1.  Відносний діаметр дифузора та відносна ширина дифузора на виході:

4.2.  Визначаємо діаметр і ширину дифузора на виході:

, м

м

4.3.    Збільшення густини потоку пові­тря у безлопатному дифузорі:

4.4.  Швидкість потоку у абсолютному русі на виході із безлопатного
дифузора:

4.5.   Температура потоку на виході із безлопатного дифузора:

4.6.   Виконаємо уточнення коефіцієн­та адіабати і визначаємо температуру потоку повітря на виході із безлопат­ного дифузора:

4.7.   Вибираємо ККД безлопатного  дифузора і визначаємо тиск потоку повітря на виході із безлопатного  дифузора:

4.8.    Густина потоку на виході із безлопатного дифузора:

кг/м³

4.9.    Перевіряємо прийняте у 4.3 від­ношення ρ₃ /ρ₂ по результатам розра­хунку:

4.10.   Показник політропи для проце­сів у безлопатному дифузорі:

4.11.  Втрати енергії при русі повітря у безлопатному дифузорі:

4.12.  Ступінь підвищення тиску у безлопатному дифузорі:

5. ЛОПАТНИЙ ДИФУЗОР

5.1.    Відносний діаметр і діаметр дифузора:

5.2. Кут розкриття дифузора у мери­діанній площині (θ, град.) і ширина дифузора на виході:

Приймаємо

5.3.  Число лопаток дифузора (z_д) і крок лопаток на вході до лопатного дифузора та на виході із нього:

Приймаємо :

5.4.  Товщина лопаток дифузора та коефіцієнти стиску розрізу на вході до лопатного дифузора та на виході із нього:

Приймаємо  та :

5.5.  Швидкість потоку на вході у ло­патний дифузор з урахуванням його стиснення:

5.6.  Площина горловини лопатного дифузора на вході²:

5.7.  Діаметр горловини лопатного дифузора на вході:

5.8.  Визначаємо кут входу потоку у лопатний дифузор:

5.9.  Конструктивний кут лопатного дифузора на вході:

град

5.10.  Середній конструктивний кут лопатного дифузора:

5.11.  Кут виходу потоку із лопатного дифузора:

Приймаємо град

5.12.  Площина по горловинам лопат­ного дифузора на виході:

5.13.   Дифузорність каналів лопатного дифузора:

5.14.  Кут розкриття еквівалентного конічного дифузора, град:

5.15.  Діаметр горловини лопатного дифузора на виході:

5.16.  Температура потоку на вході у лопатний дифузор з урахуванням стиснення потоку:

5.17.    ККД лопатного дифузора η₄:

Приймаємо η₄=0.7

5.18.  Визначаємо показники ступенів:

5.19.    Відношення температури потоку на вході у лопатний дифузор з ураху­ванням стиснення потоку до темпера­тури потоку на виході із лопатного дифузора (m₄) і швидкість потоку на виході із лопатного дифузора:

м/с

5.20.  Температура потоку на виході із лопатного дифузора:

5.21.  Абсолютна похибка розрахунку температури:

5.22.  Тиск повітря на виході із лопат­ного дифузора:

5.23.  Ступінь підвищення тиску у ло­патному дифузорі:

5.24.  Втрати енергії при русі повітря у лопатному дифузорі:

6. ЗБІРНА ЗАВИТКА

6.1. Швидкість потоку на виході із збірної завитки і температура потоку на виході із збірної завитки:

Приймаємо

К

6.2. ККД збірної завитки і показник ступені політропи для процесів у збі­рній завитці:

Приймаємо

6.3. Тиск повітря на виході із збірної завитки:

6.4.  Густина потоку повітря на виході із збірної завитки:

6.5. Площина розрізу на виході із збірної завитки:

6.6. Ступінь підвищення тиску у збі­рній завитці:

6.7.  Втрати енергії при русі повітря у збірній завитці:

7. ПАРАМЕТРИ СТИСНЕНОГО ПОВІТРЯ

7.1.    Температура стисненого повітря по загальмованим параметрам:

7.2      Уточнюємо коефіцієнт адіабати і значення температури Т_к:

Тоді:

  К

7.3.    Тиск повітря по загальмованим параметрам:

 Па

7.4. Ступінь підвищення тиску у компресорі:

7.5. Відносна похибка прийнятого на початку розрахунку й отриманого значення 𝜋_к,%:

7.6. Коефіцієнт адіабати для процесів у компресорі:

7.7. Коефіцієнт корисної дії компресора:

7.8.  Відносна похибка прийнятого на початку розрахунку та отриманого при розрахунку значення η_к, %:

7.9. Потужність, яка необхідна для приводу компресора:

Вт

На малюнках приведені схеми трикутників швидкостей у перерізі «1» на вході в колеса та у перерізі «2» на виході з колеса (мал.1).

На дизелі встановлений турбокомпресор ТКР-11, який використовує енергію відпрацьованих газів для надуву повітря у циліндри двигуна. Він складається з відцентрового одноступінчатого компресора з лопатковим дифузором і радіальної доцентрової турбіни.
    Корпус турбіни відлито з чавуну, має газопровідний спіральний канал і фланець для кріплення до випускного колектора.
    Корпус компресора відлито з алюмінієвого сплаву, має центральний вхідний патрубок і спіральний канал з вихідним патрубком. Проточна частина компресора утворена корпусом компресора, диском дифузора і колесом компресора. Корпуси турбіни і компресора кріпляться до середнього корпусу, відлитого з алюмінієвого сплаву. Вал ротора обертається в бронзовому підшипнику. Підшипник змащується маслом. З ТКР масло по масловідводящій трубці зливається в картер дизеля.

ВИСНОВКИ

За результатами розрахунку ми бачимо що компресор повністю задовольняє двигун в наддуві повітря. В результаті розрахунку компресора газотурбінного наддуву було встановлено, що відносна похибка ступеня підвищення тиску в компресорі не перевищує заданих 3%. Відносна похибка коефіцієнта корисної дії компресора прийнятого на початку розрахунку також не перевищує заданих 3%. Ми отримали досить високі показники наддуву відносно сучасних досягнень двигунобудівання і рівня форсування даного двигуна.

Даний двигун призначений для використання як дизель-генератор, знаходиться в закритому приміщенні, тому турбокомпресор можна вибрати з ряду стандартних не ускладнюючи технологію виготовлення, а відповідно не підвищувати ціну турбокомпресора.

Список джерел інформації

Методичні вказівки до виконання курсової роботи « Вибір параметрів і газодинамічній розрахунок турбокомпресора двигуна внутрішнього згоряння» / Уклад. А.П. Марченко, І.В. Парсаданов. – Харків: НТУ «ХПІ», 2006.-44с.

Познавательные статьи:



Организация работы процедурного кабинета

Статус республик в составе РФ

Понятие финансов, их функции и особенности

Сущность демографической политии