49854

Оптимизация рабочего процесса двигателя 4ЧН8,2/7

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Описание объекта исследования Оптимизация рабочего процесса Проектирование турбокомпрессора Газодинамический расчет компрессора Профилирование основных элементов турбокомпрессора Рабочее колесо компрессора

Русский

2014-01-10

2.07 MB

26 чел.

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Московский государственный технический университет
имени Н.Э. Баумана»

(МГТУ им. Н.Э. Баумана)

ФАКУЛЬТЕТ  Энергомашиностроение

КАФЕДРА  Э2

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к квалификационной работе бакалавра на тему:

Оптимизация рабочего процесса двигателя 4ЧН8,2/7

 

Студент    ____________________     _____________         А.А. Губанов

     (Подпись, дата)                      (И.О.Фамилия)

       

Руководитель квалификационной работы     ____________           Л.Л. Мягков

(Подпись, дата)                    (И.О.Фамилия)  

Москва, 2012



Содержание

1 Задачи работы и объект исследования 2

1.1 Техническое задание 2

1.2 Анализ технического задания. Описание объекта исследования 2

2 Оптимизация рабочего процесса 2

3 Проектирование турбокомпрессора 2

3.1 Определение исходных данных для расчета 2

3.2 Газодинамический расчет компрессора 2

3.3 Газодинамический расчет турбины 2

3.4 Профилирование основных элементов турбокомпрессора 2

3.4.1 Рабочее колесо компрессора 2

3.4.2 Диффузор 2

3.4.3 Улитка 2

3.5 Обзор конструкций деталей и узлов турбокомпрессора 2

3.6 Расчет посадки с натягом 2

3.7 Расчет на прочность колеса компрессора 2

3.8 Расчет ротора турбокомпрессора на критическую частоту вращения 2

4 Заключение 2

5 Список литературы 2

6 Приложения 2


Задачи работы и объект исследования

Техническое задание

Требуется оптимизировать рабочий процесс двигателя 4ЧН8,2/7 для обеспечения литровой мощности кВт/л при об/мин при ограничении максимального давления цикла МПа и выполнении норм экологичности Евро-3.

Анализ технического задания. Описание объекта исследования

Согласно техническому заданию литровая мощность составляет кВт/л, тогда эффективная мощность двигателя на номинальном режимекВт. Основные параметры двигателя приведены в таблице 1.

 

Таблица 1

Тип

Четырехтактный, дизельный, с верхним расположением распределительного вала

Число и расположение цилиндров

Четыре, рядное

Диаметр цилиндра, мм

70

Ход поршня, мм

82

Рабочий объем цилиндра, л

1,48

Степень сжатия

18

Номинальная мощность, кВт/частота вращения коленчатого вала, мин-1

32,7/4500

 

Фазы газораспределения: угол открытия выпускного клапана − 60° до НМТ, закрытия выпускного клапана – 17° за ВМТ, открытия впускного клапана – 17° до ВМТ, закрытия впускного – 49° за НМТ.

Оптимизация рабочего процесса

Математическое моделирование и оптимизация рабочего процесса проводилось с помощью программы Дизель-РК. Расчет проводился для пяти режимов работы – 800, 1500, 2000, 3000 и 4500 об/мин.

Рабочий процесс был оптимизирован по степени сжатия, углу опережения впрыска топлива, фазам газораспределения, степени повышения давления в компрессоре для получения заданной мощности на номинальном режиме. В процессе оптимизации было обнаружено, что невозможно достичь заданных параметров без использования наддува.

Для улучшения показателей двигателя был применен свободный турбонаддув. В качестве агрегата наддува был использован радиально-осевой турбокомпрессор с промежуточным охлаждением воздуха. Преимуществами данной схемы наддува является повышение КПД силовой установки за счет использования энергии выпускных газов, а также улучшение экономичности двигателя. Использование наддува также позволяет снизить температуру деталей двигателя за счет продувки цилиндра воздухом во время перекрытия клапанов.

В двигателе с турбокомпрессором была уменьшена степень сжатия до , а также изменены фазы газораспределения:  угол открытия выпускного клапана − 50° до НМТ, закрытия выпускного клапана – 56° за ВМТ, открытия впускного клапана – 57° до ВМТ, закрытия впускного – 43° за НМТ. Также для каждого режима был выбран оптимальный угол опережения впрыска топлива (табл. 2).

На рис. 1  представлены внешние скоростные характеристики для двигателя прототипа, оптимизированного двигателя без турбокомпрессора и двигателя с турбокомпрессором. На рис. 2 показаны экологические показатели двигателя – эмиссия оксидов азота NOx, эмиссия твердых частиц PM и коэффициент абсолютного светопоглощения Px. В таблице 2 приведены показатели двигателя без наддува и двигателя с турбокомпрессором.

 

Рис. 1 Внешняя скоростная характеристика

Рис. 2 Показатели экологичности

 


   

Таблица 2

Без наддува

n, об/мин 

800

1500

2000

3000

4500

Ne, кВт

4

10

13

20

28

Me, Нм

52

60

63

63

59

Ge, г/кВтч

274

248

239

239

255

, град

2

4

7

10

11

NOx г/кВтч

2,1

3,3

3,8

3,8

3,2

PM, г/кВтч

0,25

0,13

0,08

0,06

0,09

Px, м-1

0,65

0,2

0,1

0,08

0,1

С турбонаддувом

n, об/мин 

800

1500

2000

3000

4500

Ne, кВт

6

18

30

65

82,7

Me, Нм

55

115

156

208

176

Ge, г/кВтч

239

227

221

215

243

, град

3

5

12

14

23

NOx г/кВтч

0,4

0,7

1,2

3,42

2,8

PM, г/кВтч

0,05

0,025

0,02

0,03

0,4

Px, м-1

0,15

0,05

0,028

0,064

0,31


Проектирование турбокомпрессора

Определение исходных данных для расчета

Примем за расчетный режим турбокомпрессора режим максимального крутящего момента – 3000 об/мин. Исходные данные для расчета были взяты из расчета в программе Дизель-РК:

Степень повышения давления в компрессоре

Расход воздуха через компрессор кг/с.

Газодинамический расчет компрессора

Газодинамический расчет компрессора был проведен с помощью программы MathCad. Листинг расчета приведен в Приложении А. Было выбрано рабочее колесо компрессора с радиальными лопатками, так как оно наиболее технологично и обеспечивает наибольшую жесткость и прочность лопаткам. В результате расчета были определены основные газодинамические параметры компрессора:

  1. диаметр колеса компрессора мм
  2. Напорный адиабатный КПД компрессора
  3. Частота вращения ротора об/мин
  4. Число лопаток рабочего колеса
  5. Число лопаток диффузора
  6. Мощность, затрачиваемая на привод компрессора кВт
  7. Температура заторможенного потока на выходе из компрессора

По данным расчета видно, что необходимо промежуточное охлаждение наддувочного воздуха.

Газодинамический расчет турбины

Газодинамический расчет турбины был проведен с помощью программы MathCad. Листинг расчета приведен в Приложении Б. Было выбрано колесо турбины с радиальными лопатками.

Основные газодинамические параметры турбины:

  1. Эффективный КПД турбины
  2. Мощность на валу турбины кВт
  3. Диаметр колеса турбины мм

КПД турбокомпрессора

Профилирование основных элементов турбокомпрессора

Рабочее колесо компрессора

Исходные данные для профилирования рабочего колеса компрессора были получены при газодинамическом расчете:

Втулочный диаметр колеса на входе мм

Наружный диаметр колеса на входе мм

Диаметр колеса на выходе мм

Ширина лопаток на выходе мм.

Меридиональные обводы

При профилировании внешнего меридионального обвода лопаток необходимо обеспечить плавный безотрывный переход прилегающих к стенкам струй от прямого направления во входном патрубке к изогнутой линии обвода колеса и такой же безотрывный переход от изогнутой линии к прямому направлению в диффузоре за колесом. При этом обеспечивается режим течения с минимальными потерями.

Рис. 3 Меридиональное сечение лопаток колеса компрессора

Внутренний обвод строят таким образом, чтобы обеспечить плавный закон изменения площади проходного сечения вдоль средней линии межлопаточного канала колеса. Исходные значения площадей на входе и выходе были определены газодинамическим расчетом.

Таблица 3

N

x1,mm

y1,mm

x2,mm

y2,mm

0

12,6

16,5

12,6

4,2

1

12,1

16,5

12,1

4,6

2

11,6

16,5

11,6

5,1

3

11,0

16,5

10,9

5,5

4

10,5

16,5

10,3

5,9

5

10,0

16,5

9,6

6,3

6

9,5

16,6

8,8

6,7

7

9,0

16,6

8,0

7,1

8

8,5

16,7

7,2

7,6

9

8,0

16,8

6,3

8,2

10

7,6

16,9

5,4

8,8

11

7,2

17,0

4,6

9,5

12

6,7

17,2

3,7

10,3

13

6,3

17,4

2,9

11,2

14

6,0

17,6

2,2

12,2

15

5,6

17,9

1,6

13,1

16

5,3

18,2

1,1

14,2

17

5,0

18,5

0,7

15,2

18

4,7

18,9

0,4

16,1

19

4,5

19,3

0,2

17,0

20

4,3

19,8

0,1

17,9

21

4,1

20,3

0,0

18,7

22

3,9

20,8

0,0

19,5

23

3,7

21,4

0,0

20,3

24

3,5

21,9

0,0

21,0

25

3,4

22,5

0,1

21,6

Таблица 4

N

x,mm

yc,mm

yk,mm

0

0,0

-0,4

0,4

1

0,6

0,2

1,0

2

1,2

0,8

1,6

3

1,7

1,5

2,3

4

2,3

2,2

3,1

5

2,9

2,9

3,9

6

3,5

3,7

4,7

7

4,0

4,6

5,6

8

4,6

5,4

6,5

9

5,2

6,4

7,5

10

5,8

7,3

8,5

11

6,3

8,2

9,5

12

6,9

9,2

10,6

13

7,5

10,2

11,7

14

8,1

11,3

12,8

15

8,6

12,4

14,0

16

9,2

13,5

15,2

17

9,8

14,6

16,4

18

10,4

15,7

17,6

19

10,9

16,9

18,9

20

11,5

18,1

20,2

При профилировании внутреннего обвода используют прием последовательного вписывания в канал окружностей, касающихся уже построенного внешнего обвода.

Подробное описание процесса профилирования приведено в приложении Г. Результат показан на рис.3. Координаты профилей представлены в таблице 3.

Радиальные обводы

Наибольшее распространение получили колеса с радиальными лопатками. Они имеют саму простую конструкцию, хорошую технологичность изготовления, высокие характеристики по прочности и жесткости, позволяют получать высокие значения окружных скоростей.

Для обеспечения достаточной прочности лопаток их радиальные обводы образуют равномерное утолщение от периферии к корню на втулочном диаметре.

Окружные обводы

Была применена конструктивная схема с наклоном  участка f в прямом направлении (Рис. 4, а). Это повышает эффективность колеса за счет стеснения циркуляционного вихря на выходе, который снижает коэффициент мощности колеса.

Рис. 4 Формы окружных обводов лопаток на внешнем диаметре

Подробное описание процесса профилирования приведено в приложении Г. Результат показан на рис. 5.

Координаты профилей представлены в таблице 4. На рис. 7 показана модель рабочего колеса компрессора, выполненная в программе SolidWorks.

Рис. 5 Окружные обводы лопаток компрессора

Эскиз рабочего колеса компрессора показан на Рис. 6.

Рис. 6. Эскиз рабочего колеса компрессора

Рис. 7 Модель рабочего колеса компрессора

Диффузор

В диффузорах центробежных компрессоров происходит преобразование основной части кинетической энергии, полученной потоком в рабочем колесе, в потенциальную с увеличением давления. Компрессоры, применяющиеся для наддува поршневых двигателей, имеют безлопаточные (щелевые) или лопаточные диффузоры. Был применен комбинированный диффузор – сужающийся безлопаточный и расширяющийся лопаточный.

Рис. 8. Схемы щелевых диффузоров

Схема безлопаточной части диффузора показана на рис. 8 в), лопаточной - на рис. 9, б).

Рис. 9. Схемы лопаточных диффузоров

На рис. 10  изображен эскиз диффузора. Подробный расчет геометрических параметров приведен в приложении Г.

Рис. 10. Эскиз диффузора

Улитка

Сжимаемый в компрессоре газ выходит из диффузора по окружности во всех направлениях. Для объединения потока и продолжения преобразования оставшейся части кинетической энергии в потенциальную энергию давления служат сборники. Они могут быть постоянного или переменного сечения. Сборник переменного сечения называется улиткой и представляет собой безлопаточный канал с кольцевым входным сечением, одна из стенок которого выполняется в виде спирали.

КПД несимметричных улиток выше, поскольку в них образуется только один вихревой шнур, тогда как в симметричных образуется два.

В разрабатываемой конструкции применена несимметричная круглая улитка со свернутым вперед каналом (Рис. 11, е).

Рис. 11. Формы каналов улиток в меридиональном сечении. Симметричные каналы: а – прямоугольный, б – трапецевидный, в – грушевидный, г – круглый; несимметричные каналы: д – прямоугольный, е – круглый

Расчет и профилирование улитки подробно описаны в приложении Г. На рис. 12 показан эскиз улитки.

Рис. 12. Эскиз улитки

Обзор конструкций деталей и узлов турбокомпрессора

В настоящее время конструкция турбокомпрессоров в значительной мере отработана и способна удовлетворить предъявляемые к ней противоречивые требования. В их  число входят высокие надежность и долговечность при резких изменениях температуры газа перед турбиной и частых пусках и остановках двигателя, аэродинамическое совершенство и высокий механический кпд подшипников, хорошие массогабаритные показатели, минимальная инерционность ротора, технологичность, низкая себестоимость. В течение всего срока эксплуатации турбокомпрессор не должен требовать технического обслуживания. Ресурс ТКР должен быть не менее ресурса двигателя.

В настоящее время этим требованиям удовлетворяют компоновочная схема ТКР с центробежным компрессором и центростремительной турбиной, консольно расположенными по обе стороны от корпуса подшипников.

Корпусные детали: изготавливаются литыми или сварными. Для ТКР низкой и средней напорности в качестве материала корпусов нашли применение чугуны типа СЧ 21-40 и СЧ 24-44. Для  высоконапорных турбокомпрессоров форсированных двигателей следует применять чугуны специальных марок, например высокопрочные чугуны (ВПЧ). С целью снижения массы отливок корпусов применяют алюминиевые сплавы типа АЛ4 и АЛ5. В литых деталях необходимо выдерживать равномерную толщину стенок.

Компрессора: Исключительное применение нашли радиально-осевые колеса полуоткрытого типа с радиальными расположением лопаток. Радиальные лопатки имеют наибольшую жесткость, а также они наиболее технологичны. Отсутствуют устройства для закручивания потока на входе в колесо. Широко применяются воздухозаборники улиточного типа с боковой спиральной камерой. Стенка лопаточного диффузора со стороны улиточной части выполняется заодно с ним непосредственно в отливке.

Соединение компрессора с корпусом подшипников осуществляется стяжным хомутом или болтами, позволяющими поворачивать корпус компрессора относительно корпуса подшипников. Этим достигается использование одного и того же корпуса компрессора при различной компоновке впускной системы двигателя.

Применение колес компрессора с загнутыми назад лопатками позволяет повысить кпд компрессора, сдвинуть границу помпажа в сторону меньших расходов воздуха. Однако применение такого профилирования имеет и недостатки, заключающиеся в усложнении технологии и снижении коэффициента напора компрессора на 15-20%.

Широкое применение получили колеса из алюминиевых сплавов типа АЛ4, отливаемые в кокиль.

Турбина: Корпус турбины отливается из жаропрочного чугуна. Подбором соотношения легированных элементов достигается отсутствие окалинообразования, усадки и трещинообразования корпусов при высокой температуре газов (650-750°С) и продолжительной работе. Для изготовления колес применяются в основном пяти-семи-компонентные сплавы на основе никеля и титана. Такие сплавы отличаются хорошими литейными и механическими свойствами, а также высокой жаростойкостью. При увеличении температуры от 20 до 750°С предел прочности на разрыв таких сплавов меняется мало.

Колеса радиальных центростремительных турбин изготовляют точным литьем по выплавляемым моделям, фрезерованием и электроискровой обработкой. Колеса ЦСТ для ТКР, устанавливаемых на автотракторных двигатели, отливают из сталей ЭИ572 (31Х19Н9МВБТ) и др. В зарубежной практике для этого используют сплавы стеллит и нимоник с высоким содержанием никеля.

Диски турбины обычно изготавливают из сталей типа 2Х13, ЭИ572, ЭИ415 (20Х3МВФ) и др. При более высоких температурах применяют жаропрочные стали ЭИ481 (37Х12Н8Г8МФБ), ЭИ612 (ХН35ВТ), ЭИ787 (ХН35ВТЮ) и др.

Рабочее колесо турбины приваривается к валу, который изготовляется из стали 18Х11МФБ.

Рабочие лопатки турбин являются наиболее напряженными деталями. Заготовки лопаток получают точным литьем (по выплавляемым моделям) или штамповкой. Лопатки, отлитые по выплавляемым моделям, почти не нуждаются в механической обработке. Часто они только очищаются от литейных пригаров, а из кромки заправляют шлифовкой. Материал лопаток должен обладать высокой прочностью, пластичностью, сопротивляемостью ползучести и малой чувствительностью к надрезам. При умеренных температурах и напряжениях лопатки турбин изготовляют из сталей из сталей ЭИ69, ЭЯ1Т. При температурах до 700°С и повышенных напряжениях применяют стали ЭИ481, ЭИ612, ЭИ787. Литейные сплавы АНВ-300, ЖС6К обладают высокой жаростойкостью, но сравнительно низкими показателями по пределу усталости.

Подшипниковый узел: надежность ТКР, в первую очередь, определяется надежностью работы узла подшипников, который должен обеспечивать работоспособность ТКР при высоких частотах вращения ротора. Если учесть, что в ТКР применяются «гибкие» роторы, у которых две первые «критические» скорости вращения находятся в рабочем диапазоне частот вращения, а нагрузка на подшипники определяется в основном центробежными силами от неуравновешенных масс, то в этих условиях устойчивое вращение ротора могут обеспечить только специальные подшипники скольжения плавающего типа.

Рис. 13. Конструкция подшипниковых узлов а) с плавающими вращающимися втулками; б) с плавающей невращающейся моновтулкой; в) с плавающей невращающейся моновтулкой без отдельного упорного подшипника. 1 – уплотнительные кольца; 2 – упорный подшипник; 3 – корпус; 4 – плавающие втулки; 5 - подвод масла; 6 – вал ротора; 7 – стопорная втулка; 8 – плавающая моновтулка.

В мировой практике нашли применение подшипники двух типов: с плавающими вращающимися втулками (рис. 13а) и плавающей, но не вращающейся моновтулкой (рис. 13б,в). Размеры узла подшипников изменяются в довольно узком диапазоне. Диаметр вала выполняется в пределах 0,15-0,17 от диаметра колеса компрессора.

Узел подшипников включает в себя и упорный подшипник, ограничивающий осевое перемещение ротора. Он выполняется в виде отдельной плоской шайбы. Известны конструкции, в которых осевое перемещение ротора ограничивается торцами моновтулки. Такая конструкция более проста, имеет меньшее количество деталей. В этом случае стопорная втулка, через которую подводится масло, воспринимает и осевое усилие от перемещения ротора. Поэтому требуется обеспечить ее повышенную износостойкость.

Упорный подшипник, а также и подшипниковые втулки изготавливаются из свинцово-оловянистой бронзы БрОС-10-10, содержащей до 10% олова. Применение бронзы с содержанием олова до 5% не обеспечивает работоспособности подшипников. В некоторых конструкциях для изготовления подшипников используют алюминиевый сплав.

Во всех известных конструкциях двигателей с наддувом смазка узла подшипников ТКР осуществляется от системы смазки двигателя с использованием штатной системы фильтрации масла. Подвод смазки к подшипника внутри ТКР осуществляется двумя способами. При первом способе с торцевым подводом смазки масло подается в масляную полость 5 корпуса подшипников 3, расположенную между подшипника и далее к торцам подшипников (рис. 13а). Затем масло проходит по зазорам вдоль подшипников и смазывает с одной стороны упорный подшипник, с другой сливается.

При втором способе масло подается по сверлениям к серединам опорных поверхностей радиальных подшипников и имеет возможность сливаться по обе стороны от подшипника.

С точки зрения обеспечения устойчивого вращения ротора эти схема, как показали опыты, равноценны. Преимущество второго способа заключается в том, что количество масла, сливаемого из подшипников перед уплотнениями, уменьшается практически вдвое, тем самым уменьшается утечка масла через уплотнения, особенно в полость компрессора.

Уплотнения: турбинное уплотнение при всех режимах работы дизеля работает с противодавлением газа, что несколько ограничивает протечку масла через него. Это уплотнение работает в условиях более высоких температур и подвержено действию пульсирующих нагрузок от переменного давления газа. Эффективное уплотнение масляной полости со стороны турбины может быть обеспечено путем применения одного уплотнительного кольца разрезного типа, установленного в ступеначтом отверстии.

В выпускаемых в настоящее время турбокомпрессорах в большинстве случаев применяются контактные уплотнения (уплотнение типа «поршневое кольцо»). Для уменьшения протечки масла через кольца дополнительно устанавливаются маслоотражатель и тонкостенный штампованный экран, разделяющий полость между кольцами, и упорным подшипником. Применяются уплотнения с одним кольцом в одной канавке, с двумя кольцами в двух канавках и с двумя кольцами в одно  канавке. Замок колец выполняется прямым, реже ступенчатым.

Наиболее сильно на эффективность компрессорного уплотнения влияют геометрия канавки по уплотнительное кольцо, зазор в соединении кольцо-канавка и упругость уплотнительного кольца. Многие конструкции компрессорных уплотнений имеют тонкостенный штампованный экран. Он разделяет полость между уплотнительными кольцами и сливом масла после упорного подшипника таким образом, чтобы максимальное количество масла после упорного подшипника попало в сливную полость корпуса подшипников. Этой же цели служит и перепускное отверстие или паз, ограничивающий количество масла, подводимого к упорному подшипнику.

Регулирование турбокомпрессора

Поршневой двигатель работает в широком диапазоне частот вращения. Соответствие мощности турбины и нерегулируемого компрессора означает соответствие создаваемого компрессором давления энергии отработавших газов. С увеличением мощности двигателя увеличивается также количество отработавших газов, и, как следствие, давление наддува. Недостатком этой схемы наддува является создание слишком высокого давления на максимальной частоте вращения двигателя. Для ограничения максимального давления наддува применяют регулировочные клапаны.

В разрабатываемом турбокомпрессоре применен клапан, который осуществляет перепуск отработавших газов мимо колеса турбины в выпускную систему. Тарельчатый клапан приводится в действие мембраной. Полость под мембраной соединена с помощью гибкой трубки с полостью улитки компрессора. Механизм привода перепускного клапана показан на рис. 14.

Рис. 14. Механизм привода перепускного клапана.


Расчет посадки с натягом

Мощность компрессора

Момент на валу

Осевыми силами пренебрегаем, так как их влияние незначительно.

Ширина ступицы колеса компрессора

Диаметр сопряжения колеса с валом

Коэффициент запаса сцепления

Коэффициент трения

Необходимое давление в соединении с натягом

Коэффициент Пуассона для стали  

  для АЛ4

Модуль упругости для стали  

 для АЛ4

Деформация деталей

Поправка на обмятие микронеровностей

Коэффициент температурного расширения для стали

    для АЛ4

Температура вала

Температура колеса

Поправка на температурную деформацию

Минимальный натяг

Предел текучести АЛ4

Максимальное давление натяга, допустимое для колеса

Максимальная деформация

Максимальный натяг, допускаемый прочностью деталей

По данным расчета выбираем посадку Н7/р6.


Расчет на прочность колеса компрессора

Расчет был проведен с помощью программы ANSYS. Расчетная схема представлена на Рис. 15. - центробежная сила инерции, р1 – давление, создаваемое гайкой, р2 – давление от посадки с натягом, р3 – давление, создаваемое упорным заплечиком вала.

Расчет колеса на прочность был проведен для максимальной скорости вращения ротора, равной . При этом давление , необходимое для передачи крутящего момента от вала к колесу компрессора, было определено в расчете посадки с натягом. При увеличении скорости вращения колесо будет расширяться в радиальном направлении, и сжиматься в осевом. За счет этого давления р1 и р3 будут уменьшаться. Сила затяжки гайки должна быть подобрана таким образом, чтобы при достижении колесом максимальной скорости вращения не произошло раскрытия стыка между гайкой и колесом, колесом и заплечиком. Таким образом, при максимальной скорости вращения давления р1 и р3 незначительны, их можно не учитывать.

Рис. 15. Расчетная схема колеса компрессора

Колесо было закреплено с помощью опор «remote displacement» на двух кромках цилиндрического отверстия, что позволило зафиксировать колесо как твердое тело, но при этом допустить деформации кромок, к которым были применены эти граничные условия (Рис. 16).

Рис. 16. Граничные условия для расчета колеса компрессора

Был проведен расчет для трех вариантов исполнения колеса: с плоским задним торцем, с поднутрением и с приливом (Рис. 17)

Рис. 17. Варианты исполнения колеса компрессора. а) с плоским задним торцем; б) с поднутрением; в) с приливом.

Результаты расчета при максимальной скорости вращения для трех вариантов колес (Рис. 17. а, б, в), выполненных из алюминиевого сплава, показаны на рис. 18 а, б, в соответственно. Максимальное эквивалентное напряжение для этих случаев составляет , и соответственно.

По результатам расчета видно, что наиболее прочным является колесо с приливом (Рис. 17, в). В дальнейших расчетах принимаем, что используется именно эта конструкция.

Определим коэффициент запаса статической прочности:

Таким образом, статическая прочность колеса обеспечивается.

Определим коэффициент запаса по пределу выносливости. Нагружение колеса компрессора происходит по несимметричному циклу. Минимальный уровень напряжений достигается при , когда колесо нагружено только контактным давлением от посадки с натягом на вал. Максимальный уровень напряжений достигается при максимальной частоте вращения.

а)        б)

в)

Рис. 18. Эквивалентное  напряжение для различных вариантов исполнения колес: а) с плоским задним торцем; б) с поднутрением; в) с приливом.

Деформация посадочной поверхности колеса компрессора в радиальном направлении при показана на рис. 19.

Рис. 19. Деформация ступицы колеса компрессора при максимальной частоте вращения ротора.

Осредненная вдоль посадочной поверхности деформация:

Для обеспечения передачи крутящего момента от вала колесу компрессора необходимо обеспечить достаточное контактное давление в соединении. Для этого необходимо увеличение натяга в сопряжении колесо-вал. При расчете, результат которого показан на рис. 19, было учтено необходимое контактное давление, определенное в расчете посадки с натягом. В таком случае для обеспечения работоспособности соединения диаметр вала должен быть равен:

Был проведен расчет для колеса компрессора вместе с валом при для определения напряжений, возникающих в колесе от посадки с натягом. Максимальное напряжение . Коэффициент запаса сопротивления усталости определяется по формуле:

- коэффициент, учитывающий влияние различных факторов на сопротивление усталости;

- амплитуда несимметричного цикла;

- коэффициент влияния асимметрии цикла;

- среднее напряжение цикла.

- коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений; - коэффициент, учитывающий масштабный фактор, - коэффициент, учитывающий качество поверхности:

- коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение; - коэффициент, учитывающий анизотропию свойств.

Предел выносливости сплава АЛ4-1 определим по формуле [4]:


Таким образом, колесо компрессора имеет достаточный запас выносливости.

Расчет ротора турбокомпрессора на критическую частоту вращения

Узел ротора состоит из стального вала с двумя цилиндрическими опорами, рабочих колес компрессора и турбины, втулки и гайки. Ротор можно представить состоящим из 9-ти цилиндрических участков, в центрах масс которых приложены силы.

При расчетах принимаем плотность колеса компрессора кг/м3, плотность материала всех других участков ротора кг/м3.

Разобьем узел ротора на участки и определим массы и центры масс каждого участка. Результаты расчета отображены в таблице 5. На рис. 20 показано разбиение ротора на участки.

Масса гайки

Положение центра масс гайки относительно левого торца втулки

Масса цилиндрического участка вала

Положение центра масс цилиндрического участка вала

Масса колеса компрессора

Рис. 20. Расчетная схема ротора и разбиение на участки

Положение центра масс колеса компрессора

Масса 1 участка

Положение центра масс первого участка

Для второго участка:

Масса вала

Положение центра масс цилиндрического участка вала относительно левого торца втулки

Положение центра масс цилиндрического участка вала

Масса втулки

Положение центра масс втулки

Масса второго участка

Положение центра масс второго участка

Масса колеса турбины

Расстояние до центра масс от левого торца колеса турбины

Для учета переменной жесткости вала принимаем один из его участков за основной, момент инерции его сечения обозначим Jосн.

Таблица 5

1

2

3

4

5

6

7

8

9

, г

21,8

6,66 

0,84

0,84

2,76

0,84

0,84

8,82

52,7

, Н

0,124

0,065

0,008

0,008

0,027

0,008

0,008

0,087

0,517

, мм

5

5

7

7

5

7

7

12

12

1

1

0,26

0,26

1

0,26

0,26

0,03

0,03

, мм

118,9

35,3

7,73

8,1

42,95

9,98

10,52

78,01

144,6

, мкм

3,92

1,16

0,26

0,27

1,42

0,33

0,35

2,57

4,77

, Нм

486,5

75,7

2,0

2,1

38,3

2,6

2,8

224,0

2467,0

, Нм2

1909,0

88,2

0,5

0,6

54,2

0,9

1,0

576,6

11772,1

Площади j-х участков эпюры и силы, равные площади этих участков сведены в таблицу 6.

Таблица 6

j

1

2

3

4

5

6

7

8

fj, мм2

69,31

116,45

110,16

15,45

17,16

22,2

26,14

822,8

Qj, н·мм2

28,28

47,51

44,95

6,30

7,00

9,06

10,67

335,70

j

9

10

11

12

13

14

15

16

fj, мм2

1238,2

63,68

66,52

65,07

59,28

199,03

47,15

26,23

Qj, н·мм2

505,19

25,98

27,14

26,55

24,19

81,20

19,24

10,70

Выберем масштаб 

Полюсное расстояние

Так как эта величина оказалось слишком большой, уменьшим ее

Так как критическая частота вращения меньше рабочей, то вал ротора гибкий.

Также был проведен расчет с помощью программы ANSYS. Геометрическая модель была выполнена в программе SolidWorks. На рис. 21 показана расчетная модель, на рис. 22 - конечно-элементная модель ротора.

Рис. 21. Расчетная схема ротора

Рис. 22. Конечно-элементная модель ротора

Для задания граничных условий были закреплены две точки вала, находящиеся на оси вращения, равноудаленные от торцев соответствующих подшипников скольжения. Одна точка была зафиксирована во всех направлениях, для второй допускается лишь осевое перемещение.

По результатам расчета критическая частота составляет . Погрешность .

Так как критическая частота меньше рабочей частоты, ротор гибкий. Это недопустимо, поскольку при переходе через критическую частоту вращения ротор будет испытывать повышенные нагрузки, в результате чего ресурс конструкции значительно снизится. Для повышения ресурса конструкции необходимо сместить критическую частоту за пределы рабочих частот ротора. Чтобы увеличить критическую частоту, необходимо повысить жесткость ротора. Она в значительной мере зависит от жесткости участка вала, заключенного между опорами подшипников скольжения. В свою очередь жесткость пропорциональна , где - диаметр цилиндрического участка вала.

Так как максимальная частота вращения ротора , необходимо увеличить диаметр вала в раза. Тогда диаметр среднего участка вала . Также увеличим ширину опорных поверхностей подшипников, что также увеличит жесткость вала. На рис. 23 показана центральная часть исходного вала и вала с увеличенной жесткостью.

Рис. 23. Центральная часть вала: а) исходного; б) с увеличенной жесткостью.

Расчет для измененного вала был проведен с помощью программы ANSYS по описанной выше методике. В результате критическая частота вращения составляет . Таким образом, вал жесткий, за счет чего обеспечивается надежная работа конструкции во всем диапазоне рабочих частот.

Заключение

В результате проведенной оптимизации двигателя удалось достичь заданных в техническом задании параметров при выполнении норм экологичности Евро-3. Показатели оптимизированного двигателя: , ,. Применение турбонаддува позволило увеличить мощность двигателя на 152%, крутящий момент на 247%, снизить удельный эффективный расход топлива на 10%.


Список литературы

  1.  Савельев Г.М., Лямцев Б.Ф., Аболтин Э.В. Опыт доводки и производства турбокомпрессоров автомобильных дизелей: Учебное пособие для институтов повышения квалификации. Москва: 1985, с. 94 с ил.
  2.  Дехович Д.А., Иванов Г.И., Круглов М.Г., Моргулис П.С., Перфилов В.Г. Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей. М., «Машиностроение», 1973, 296 с.
  3.  Гришин Ю.А. Методическое пособие по выполнению курсового проекта по дисциплине «Агрегаты наддува двигателей»
  4.  http://mysopromat.ru/uchebnye_kursy/ustalost/raschetnye_metody_otsenki_harakteristik_soprotivleniya_ustalosti/predel_vynoslivosti_materiala_pri_simmetrichnom_tsikle/otsenka_predela_vynoslivosti_pri_peremennom_izgibe/
  5.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т. Т. 1. – 9-е изд., перераб. и доп./ под ред. И.Н.Жестковой. – М.:Машиносроение, 2006. – 928 с.
  6.  http://www.viam.ru/index.php?id_page=166&language=ru


Приложения


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

64980. О хазара-монголах 47.5 KB
  Мусульманские страны привыкли называть монголов и тюрков «степными». Первые степные люди – тюрки в 900 г. н.э. приняв ислам и завоевав нынешние Иран, Ирак, некоторые земли Афганистана и России, обосновались на турецких землях и стали называться сельджуками.
64981. Чингисхан – человек- легенда. Размышления к 850 летнему юбилею 69 KB
  За право считать Чингисхана своим сегодня борются все русские китайцы монголы татары казахи киргизы узбеки якуты и даже украинские евреи. Все западные гороскопы Чингисхана являются полным бредом не выдерживающим элементарной исторической критики чего стоит дата на 18.
64982. Монгольский Митраизм 196 KB
  800 лет назад, в начале XIII века, мир стал свидетелем рождения первой мировой Супердержавы, равной которой не было ни в Древнем Мире, ни в Средневековье, ни в последующие эпохи, державы перевернувшей мировую историю и представления людей об окружающем их мире...
64983. Дневники монголоведа 1.36 MB
  Научное и просветительское внимание Ковалевского к памятникам письменности, предметам материальной культуры, культовой атрибутики народов Центральной Азии нашло научно-исследовательское продолжение у ученых и просветителей XX в.
64984. Об устройстве войска улуса Хулагу 261 KB
  Таков кратко очерк образования государства Хулагуидов. Не правда ли очень похоже на историю Улуса Джучи? Даже в деталях. В последующем Ильханы не расширяли свои территории, а старались удержать завоёванное. Основным внешним врагом оставался Египет. Многочисленные родственники из улусов Джучи и Джагатая тоже были не прочь урвать кусочек пожирнее.
64986. МОНГОЛЬСКАЯ МОНЕТНО-ВЕСОВАЯ СИСТЕМА И РАЦИО В СРЕДНЕЙ АЗИИ XIII ВЕКА 65.5 KB
  Решению данной проблемы и посвящено настоящее сообщение. Существенную помощь в ее рассмотрении оказал анализ монет клада XIII в. из Отрара, опубликованного К.М. Байпаковым и В.Н. Настичем. В этой работе проанализированы только метрологические характеристики монет Алмалыка.
64987. ОЧЕРКИ ПО НУМИЗМАТИКЕ МОНГОЛЬСКИХ ГОСУДАРСТВ XIII – XIV ВЕКОВ 81.5 KB
  В работе представлена и использована методика анализа метрологических характеристик монет приведено каталожное описание большого числа памятников нумизматики монгольского времени с уточненной атрибуцией. Особое внимание уделено проблеме общности истоков и динамики развития монетных систем и денежного обращения в...
64988. Монгольская концепция родства как фактор отношений с русскими князьями: социальные практики и культурный контекст 269 KB
  Любую социокультурную систему можно рассматривать с двух противоположных методологических позиций. Одна из них умышленно дистанцируется от своего объекта изучения, рассматривает его как бы извне, путём последовательных абстракций или дедуктивных умозаключений пытаясь поместить его в рамки общей концептуальной схемы...