车用发动机的废气涡轮增压器的设计【含CAD图纸文件和说明书】
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车用发动机的废气涡轮增压器的设计【含CAD图纸文件和说明书】,含CAD图纸文件和说明书,发动机,废气,涡轮,增压,设计,CAD,图纸,文件,说明书
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车用发动机的废气涡轮增压器设计摘要目前，由于排放标准变的更加严格，欧洲的 80%的内燃机车是经过涡轮增压的，在不久的将来，这个数字有望接近 100%。本论文根据柴油机的已知参数， 设计出最优化的涡轮增压器，并对设计出的涡轮增压器进行校核计算，得出最佳的设计型号。同时，在理论上分析出使用涡轮增压器对柴油机主要参数的影响， 从而得出使用涡轮增压器可以降低柴油机排放。关键词：柴油发动机，涡轮增压，汽车，扭矩，排放-I-车用发动机的废气涡轮增压器设计AbstractCurrently, 80 percent of European diesel passenger cars are turbocharged and, as emission standards become more stringent, this figure is expected to approach 100 percent in the near future. In this study, we try determining the turbocharger , s optimum setting according to the known parameter of the diesel engine, and checking it. In addition, we try analyzing the theoretically influence of the main parameter in diesel engine, and knowing that the turbo machine can lower the diesel engine exhausts.Key words： diesel, turbocharging, automotive, torque, emissions-II-目录第一章前言.I1.1 研究背景11.2 研究意义21.3 工作原理31.4 技术探讨3第二章 涡轮增压器选型.52.1 已知参数52.2 各零部件型号确定5第三章 设计计算.123.1 压气机的设计计算123.2 径流式涡轮的计算21第四章 设计分析及展望.294.1 增压对柴油机主要参数的影响294.2 前景展望31参 考 文 献.33致谢.34-I-第一章前言1.1 研究背景由于中国巨大的汽车市场的迅速成长，汇合科技进步成果，将引领汽车行业新的大发展。在环境保护压力下，当代汽车发动机电子技术、涡轮增压技术的迅猛发展与涡轮增压器制造技术的发展互相作用，促进了涡轮增压器行业的迅速发展。今天的涡轮增压器行业已经是一个年产值几十亿美元的技术密集、资金密集产业，它已经影响、而且必将不断影响我们的生活。内燃机涡轮增压技术的应用至今已有 70 多年的历史。早在 1923 年，瑞士ABB 公司生产的废气涡轮增压器就开始应用在曼公司的船用柴油机上，它使该发动机功率陡然提高了 40%，一时引起各方面很大的兴趣。但是直到 50 年代初， 涡轮增压技术才开始进入汽车发动机领域。1953 年，美国葛瑞特（Garrett）公司的涡轮增压技术在提高柴油机功率、改善燃油经济性方面前景十分广阔。从 60 年代起，国外开始在汽车用柴油机上大量采用涡轮增压技术的研究， 并取得了一定的进展。例如美国的葛瑞特公司在 1962 年生产了一种 T5 型涡轮增压器，安装在奥滋莫比汽车发动机上，使其功率从自然进气的 116kw 提高到增压机型的 160kw。从 60 年代末到 70 年代，以美国为代表的发展国家开始逐步健全和贯彻严格的汽车排放法规，这强制地推动了汽车涡轮增压技术以及后来出现的增压中冷技术的应用和发展，客观上有效地改善了汽车柴油机的效率，降低了尾气中 No x 的排放量。到 70 年代后期，国外汽油机涡轮增压技术取得了突破性的进展，可调增压和电控燃油喷射等新技术的应用有力地促进了涡轮增压技术在车用汽油机上的应用和发展。例如 1979 年，日本开始正式销售以增压汽油机为动力的轿车，并于 80 年代中期得到大量推广与应用。从 80 年代开始，涡轮增压技术在汽车上的应用领域稳步扩大，使车用发动机在增压器设计、制造和材料等方面都取得了长足的发展。这一阶段，世界主要的小型涡轮增压器生产商相继推出了一系列新技术，例如前倾后弯压气机叶轮、各种废气放气阀、可变几何涡轮增压器等，都是这一时期的产物。它们一出现就在实际中推广应用并得到迅速完善。进入 90 年代后，上述涡轮增压技术的应用和发展进一步成熟，其性能和可靠性指标均有较大提高，逐步进入商品阶段。同时。其它形式的增压技术也得到了相应的发展。例如气波增压等技术也开始逐步在小排量发动机和有特殊要求的发动机上得到应用。气波增压器经过不断改进后，近年来已经从过去主要用于拖-33-拉机、货车、工程机械等领域，逐步向轿车柴油机领域发展，并取得了引人注目的成功。由于取消了皮带传动，其燃油经济性可与涡轮增压器相媲美，在发动机低速工况下的热效率甚至高于涡轮增压器的压气机效率。例如，奔驰公司的DW602A 型发动机上使用气波增压器后，其低速性能明显改善，排放烟度有所降低。90 年代的另一个发展动态是机械增压器的“回潮” 。因为汽油机转速范围不断拓展，涡轮增压器与之匹配有一定困难，而且在应用于轿车上的时候，轿车对于发动机的加速性能要求很高，所以机械涡轮增压器又开始显示出一定的优势，同时技术发展为机械涡轮增压器在轿车发动机上应用提供了可能。总之，近 20 年来，车用发动机涡轮增压技术发展和应用的速度是十分惊人的。目前，美国、日本、澳大利亚和欧洲发达国家生产的重型汽车柴油机，使用增压器的比例已经达到了 100%，中小型汽车柴油机采用增压器的比例也平均达到 80%以上，轿车柴油机采用涡轮增压器的比例也在持续增长。据统计，目前世界上的各种增压器的年产量约 460 万台，它们主要由美国联信涡轮增压系统公司、施韦策公司、康明斯公司，德国的 KKK 公司，日本的三菱重工、小松制作所、丰田、日立、日产，瑞士的 ABB 公司等世界著名企业生产和销售。它们不仅在规模上占据了世界领先地位，而且在技术开发上也位居世界前列。1.2 研究意义带有废气涡轮增压器的发动机，不仅提高输出功率，改善燃油经济性，节约能源，而且还可以降低发动机的噪音及废气中的有害成分。今年来，增压技术在发动机上得到了广泛的应用，装有增压器的柴油机也越来越多。其实涡轮增压主要是为了提高发动机的进气量，从而提高发动机的功率和扭矩，让车子更有劲。一台发动机装上涡轮增压器后，其输出的最大功率与未装增压器的相比，可增加大约 40%，甚至更多。这意味着一台尺寸和重量相同的发动机经增压后可以产生较多的功率，或者说，一台小排量的发动机经增压后，可以产生较大排量发动机相同的功率。另外，发动机在采用了增压技术后，还能提高燃油经济性和降低尾气排放。鉴于以上优点，对涡轮增压器的研究有很大的实际意义。不过，发动机在采用废气涡轮增压技术后，工作中产生的最高爆发压力和平均温度将大幅度提高， 从而使发动机的机械性能、润滑性能都会受到影响。为了保证增压发动机在较高的机械负荷和热负荷条件下，能可靠耐久地工作，必须在发动机主要热力参数的选取、结构设计、材料、工艺等方面做必要的改进，在润滑油的选择上也应提高质量级别，而不是简单地在发动机上装一个增压器就行了。1.3 工作原理图.废气涡轮增压器主要由左端的叶轮和右端的涡轮组成，当发动机正常工作时，从发动机排气门排出的废气及排气管进入到废气涡轮增压器右端，从而吹动涡轮高速旋转。涡轮转速高的可达 10 万转，而日本一些废气涡轮增压器的涡轮转速可达 12 万转。与涡轮同轴的左端叶轮也同时做高速旋转，叶轮左端的黑色箭头代表从空气滤清器过来的新鲜空气形成增压。增压后的新鲜空气要首先经过中冷器进行冷却，因为叶轮的搅动升高了空气的温度，从而降低了空气的密度，为了保证进气量，因此必须对增压后的高温气体实行冷却。经过中冷器的空气在经过进气管后再进入汽缸开始工作。涡轮增压由于进气压力高，因此在排气过程中能够充分扫清上一循环工作过程中的残余废气，达到了排气干净的目的，并能为下一次燃烧做好准备，也利于下一次燃烧充分，从而减少有害物质的排放。这是它的另一个非常突出的优点。1.4 技术探讨由于经过涡轮增压器增压后的气体，温度、压强都较高，涡轮增压器多数情况下应用在柴油机上。柴油机采用涡轮增压器可以提高柴油机的功率、改善经济性、减小机器单位马力体积和降低单位马力重量。现有的增压器，一般采用离心式压气机，故可根据采用涡轮机型号的不同， 把涡轮增压器分为两大类：轴流式涡轮增压器和径流式涡轮增压器。轴流式涡轮机气体在其中是沿着平行于工作轮旋转轴的方向运动。径流式涡轮机气体在其中是沿着垂直于工作轮旋转轴的方向运动。当气体沿着旋转轴中心向工作轮缘方向运动时，称为离心式涡轮机；当气体由工作轮外缘向转轴中心方向运动时，则称为向心式涡轮机。 因为在相同的条件下，径流式涡轮机比离心式涡轮机的效率高，且能发出较大的功率，所以，在径流式涡轮增压器中，一般采用径流向心涡轮机。径流向心涡轮机还可以按其工作轮叶片形状分为：具有径向叶片的向心涡轮机；具有弯曲叶片的向心涡轮机。此外，涡轮增压器按其能量的利用方式可分成等压增压和脉冲增压两种：（1） 等压增压 等压增压就是将所有各缸的废气首先排到一个容积较大的排气总管中，再由排气总管流入废气涡轮。由于排气总管起到稳压器的作用，进入涡轮前的气体压力脉动较小。这种增压方式不能将废气能量全部利用，只能利用废气在涡轮中的膨胀功。等压增压的优点是排气管结构简单，并能保证涡轮有较高的效率。这种增压方式一般用于大型高增压柴油机。（2） 脉冲增压 脉冲增压是将排气管做成分支型式，各分支的排气管分别与涡轮进口相连接，因此脉冲增压的涡轮有多个进气口。目前在作柴油机的低、中增压设计时，广泛采用脉冲涡轮，有时还在高增压设计中采用，以改善柴油机低负荷时的性能，但脉冲涡轮的效率较低。第二章 涡轮增压器选型2.1 已知参数丰田柴油机主要技术参数：缸径 x 行程mm96x103排量ml2982最大功率kw(r/min)96(3600)最大扭矩N.m(r/min)290(2000)汽缸数及分布L4标定工况平均有效压力Mpa1.073此柴油机属于中、小型的，故用单级涡轮增压，采用径流式涡轮、离心式压气机，有四个汽缸故选用脉冲增压。2.2 各零部件型号确定2.2.1 离心式压气机压气机有轴流式和离心式之分。由于离心式压气机结构紧凑、质量轻以及在较宽的流量范围内能保持较好的效率，对于小尺寸压气机，效率优于轴流式。因此，采用离心式压气机。图 2-1 离心式压气机结构1-进气道2-压气机叶轮3-压气机涡壳 4-扩压器2.2.1.1 进气道轴向进气道气流沿转子轴向不转弯进入压气机，其结构简单、流动损失小， 故采用此种方式。2.2.1.2 压气机叶轮压气机叶轮分为导风轮和工作叶轮两部分，中、小型涡轮增压器两者做成一体。半开式叶轮只有轮盘，没有轮盖，其性能介于开式和闭式之间。但其结构简单，制造方便，且强度和刚度都较高，故采用半开式叶轮。图 2-2 压气机叶轮的结构形式a） 开式 b）半开式 c）闭式 d）星形前倾后弯式叶片,其叶片沿径向后弯的同时还向旋转方向前倾。这种叶轮不仅压气机效率高，而且效率范围宽广，故采用此种图 2-3 前倾后弯式叶轮2.2.1.3 扩压器在工况范围变化不大的大、中型涡轮增压器上，常采用无叶扩压器和叶片扩压器的组合形式。气流先经过无叶扩压器，再进入叶片扩压器，气流的动能主要在叶片扩压器中转化为压力能。故本次采用无叶扩压器和有叶扩压器结合的装置。2.2.1.4 压气机涡壳变截面涡壳的截面面积沿周向越接近出口越大，符合越接近出口收集的空气越多这一规律。因此，流动损失小，效率较高。变截面涡壳的最大优点是外形尺寸小，对涡轮增压器尺寸的小型化非常有利，因而采用此种。图 2-4 变截面涡壳2.2.2 涡轮2.2.2.1 径流式涡轮燃气的流动方向是近似沿径向由叶轮轮缘向中心流动，在叶轮出口处转为轴向流出。径流式向心涡轮有较大的单级膨胀比，因此结构紧凑、质量轻、体积小， 在小流量范围涡轮效率较高，且叶轮强度好，能承受很高的转速，在中、小型涡轮增压器上应用广泛。图 2-5 径流式涡轮涡轮主要由进气壳、喷嘴环、工作叶轮和排气壳等部件组成。2.2.2.2 进气壳径流式向心涡轮的进气壳，一般与排气壳连在一起。进气道设置在喷嘴环径向的周围，离进气口越远，流通截面越小，以使流量沿圆周均匀地分布。由于切向进气流动损失小，因此多采用切向进气方式。由于本次设计的是脉冲增压，故选用双通道 360 度全周进气，如下图：图 2-6 双通道 360 度全周进气2.2.2.3 喷嘴环径流式向心涡轮的喷嘴环，根据有无喷嘴叶片分为无叶喷嘴环和有叶喷嘴环。采用有叶喷嘴只需更换喷嘴就可得到适应不同发动机要求的变型产品，有利于涡轮增压器的系列化，故采用有叶喷嘴环。图 2-7 有叶喷嘴环结构2.2.2.4 工作叶轮径流式向心涡轮的叶轮，一般采用半开式，故选用半开式，叶型采用抛物线型2.2.2.5 排气壳为了减小气体的余速损失，提高涡轮效率，涡轮排气壳为一扩压段。扩压段的形状与尺寸由叶轮出口的叶轮直径和轮毂直径决定，扩张角一般为 810 度。2.2.3 轴承2.2.3.1 轴承的布置轴承在涡轮增压器上的布置形式，决定了涡轮和压气机工作轮以及轴承的相互位置。一般有四种布置形式，如下图 ：图 2-8 轴承在涡轮增压器上的布置方式a） 外支撑 b）内支撑 c）d）内外支撑 e）悬臂支撑内支撑轴承分布主要优点是：涡轮增压器的结构较简单，质量和尺寸都较小； 压气机能轴向进气，流阻损失减小；清洗两工作比较容易，且不会因轴承而破坏转子的平衡。综合考虑故选用内支撑轴承分布。2.2.3.2 轴承的选择浮动轴承又称浮动环。浮动轴承工作时，浮动环和轴颈、浮动环和轴承座之间都有一定间隙并均充满油膜，轴承上有孔使内外油膜相通。浮动环内外都有间隙，可以增加润滑油量，以降低轴承工作温度。同时，由于浮动环内外都有油层存在，因而具有弹性，可以削减转子的振动。由于浮动环转动，降低了相对于转轴的运动速度，因而更适合于高转速下工作，在小型高速径流式涡轮增压器中得到广泛应用，因此选用浮动轴承。另外润滑方式选用压力润滑方式，和柴油机共用润滑系统。图 2-9 浮动轴承工作示意图1-转轴2-浮动轴承3-轴承座2.2.4 密封装置本次设计的是小型涡轮增压器，由于结构紧凑，不利于安排迷宫式，因此采用密封环密封辅以甩油盘和挡油盘相结合的密封装置。见下图：图 2-10a）涡轮端密封结构b）压气机端密封结构1-轴2-密封环支撑3-挡油板4-o 形橡胶密封圈5-中间壳6-油腔堵盖7-密封环8-压气机叶轮9-涡轮叶轮第三章 设计计算3.1 压气机的设计计算已知空气流量 G c =2Kg/s压缩比p c =2.40环境压力 P =1.01 10 5 Pa 环境温度 T 0 =293K3.1.1 导风轮计算等熵压缩功Lcs =kk - 1R g T 0 （1.4KCK -1 -1）1.4-1= 1.4 - 1 286.8 293(2.41.4-1)=83581.5(J)选取压头系数H c =0.70工作轮外径处圆周速度 u2=345.5( m s )导风轮进口前轴向气流速度 c1a =0.32u2= 110.6 ( m s )导风轮进口前气流温度 T1 =Tc 2- 1a 0 2010=286.9(K)选取进气道多变指数n1 =1.37T n1 导风轮进口前气体压力 p1 =p( 1 ) n1 -10T0导风轮进口前气体比重 r1 =9.3 10 4 (Pa)p1R Tg 1=9.3 104286.8 286.9导风轮进口前截面面积 F=1.13( Kg1= Gc c1a g 1m2 )=2110.6 1.13=160(Cm 2 )选取导风轮叶片数 Z H =18堵塞系数Z1 =0.90导风轮进口后气流轴向速度 c = c1a1az1= 110.60.90=122.9选取轮径比D10 D2 =0.208D1HD2 =0.71轮径比D1mD2 =0.527工作轮外径D 2 =210(mm)压气机转速n c= 60u2pD2=60 345.53.14 210 10-3=31438( r min )轮毂直径D10 =D 2( D10 )D2=210 0.208=44(mm)导风轮进口外径 D1H= D 2( D1H )D2=210 0.71=149(mm)导风轮进口平均直径 D1m= D 2( D1m )D2=210 0.527导风轮进口外径周速 u=110(mm)= D1H uD1H22=0.71 345.5=245( m s )导风轮进口平均直径外周速 u1H= D1m u2D2轮毂处周速u10= D10 u2D2=0.527 345.5=182( m s )=0.208 345.5=72( m s )1H导风轮进口外径处相对速度 W =W =274( m s )马赫数 M 1HW 1H=2741.4 286.8 286.9=0.807( m s )c导风轮进口气流角b=arctg 1a = arctg122.9= 26.60u1H1H245导风轮进口气流角b1mc = arctg 1a = arctg u1m122.9182= 340导风轮进口气流角b1o3.1.2 工作轮计算c = arctg 1a = arctg u1o122.972= 59.50工作轮叶片数 Z c =Z H =18功率系数=11 + 2p .13Zc=1 - ( D1m ) 2D211 + 2 3.14 .3 18=0.86111 - 0.5272工作轮出口气流周向分速 C 2u =u 2选取工作轮出口阻塞系数 Z 2 =0.96=0.861 345.5=297( m s )给定叶轮出口气体比重g 2 =1.64( Kgm3 )叶轮出口气流径向分速C 2g C1a =110.6( m s )2叶轮出口叶片宽度 b =GcpD2g=2 C2r Z 223.14 245 10-3 1.64 110.6 0.96叶轮出口气流速度 C =2=15(mm)=316.9( m s )气流角a =arctg C2r =arctg 110.6 =20 0C2u2297选取工作轮摩擦系数=0.04am 2u 2叶轮出口气流温度 T 2=T1+(+-2) 2 21005=353.6(K)选取叶轮多变功率himp P 2 =0.80指数n2=n2 - 1kk - 1Thimp P 2n2= 1.41.4 - 1 0.80 =2.8叶轮出口气体压力 P 2=( 2 ) n2 -1 P1T1=1.67105 (Pa)2验算叶轮出口气体比重g = P2Rg T2= 1.67 105286.8 353.6c2马赫数 M c 2 =1.65( Kgm3 )=316.91.4 286.8 353.6=0.8413.1.3 无叶扩压器计算D选取轮径比 D3=1.182无叶扩压器出口直径 D =( D3)D3D22=210 1.18=248(mm)无叶扩压器出口气流速度 C =C ( D3)32D2=316.911.18无叶扩压器出口气流温度 T 3 =T 2=268.5( m s )C 2 - C 2+ 23 2010=353.6+ 316.92 - 268.522010=367.7(K)无叶扩压器长度 l=( D 3 - D 2 )/2=(248-210)/2=19(mm)1选取无叶扩压器多变效率h Dp =0.62n指数 3=n3 - 1kk - 1 0.62 =2.17T n3 无叶扩压器出口气流压力 P 3 =P 2( 3 ) n3 -1T3无叶扩压器出口气体比重g =2=1.67 105 ( 367.7 ) 2.17353.6=1.82 105 (Pa)P3Rg T3=1.82 105286.8 367.7=1.73( Kg选取无叶扩压器出口宽度 b 3 =18(mm)m3 )无叶扩压器出口气流径向分速 C 3r=GcpD b g3 3 3=23.14 248 10-3 18 10-3 1.73气流周向分速 C 3u =255.5( m s )3无叶扩压器出口气流角a =arctg C3r=arctg82.5=17.8 0C3u255.53.1.4 叶片扩压器计算选取轮径比 D4 D2 =1.71叶片扩压器出口直径 D =( D4) D4D22=1.71 210=359(mm)叶片扩压器出口宽度 b 4 =b 3 =18(mm)选取叶片扩压器进口气流冲角 i=4.5 03B3叶片进口构造角a=a +i=22.3043B叶片出口气流角a =a+15 0选取叶片扩压器进口堵塞系数t 3 =0.903选取叶片扩压器进口流通面积 F D =t 3pD3b3 sin a 3B= 0.9 3.14 248 10-3 18 10-3 sin 22.303选取叶片扩压器进口喉部宽度 d=60.2(cm 2 )=DF 3 ZDb3=60.2 10-429 18 10-3选取扩压器叶片数 Z D =2.9选取叶片扩压器进口喉部宽度 d=11.5(mm)3= FD 32选取h Dp =0.80ZDb3=60.2 10-429 18 10-3指数n4=n4 - 1kk - 1h Dp2=2.8T 4 =T 3C 2 - C 2+ 34 2010b D sinaT 1 C =C 3 33 ( 3 ) n4 -14443 b Dsina 4 T4两式联立 T 4 =400.1(K)C 4 =115( m s )T n4 叶片扩压器出口气体压力 P 4=P 3( 4 ) n4 -1T3=1.82( 400.1 ) 2.8367.7=2.3 105 (Pa)4叶片扩压器出口气体比重g = P4Rg T4=2.3 105286.8 400.1=2.0( Kg m3 )3.1.5 涡壳计算选取涡壳气流速度 C c =60( m s )C 2 - C 2涡壳出口气体温度 T c= T 4+ 4c 2010=400.1+ 1152 - 6022010指数n5=n5 - 1khk - 1 5 p(h5 p=404.9(K)= 0.64) =2.4T n5 涡壳出口气体压力 P c=P 4( c ) n5 -1T4=2.3 105 ( 404.9) 2.4400.1=2.37105 (Pa)比重g= Pc =2.37 105= 2.04(3 )Rcg Tc286.8 404.9涡壳出口面积 F c =Gc Cc g c=260 2.04= 164(cm 2 )x压气机出口滞止气流温度 T* = TC 2+ c = 404.9 +c20106022010= 406.7(K )T *kcc压气机出口滞止气流压力 P* =P( c ) k -1Tc=2.37 105 ( 406.7 )3.5404.9=2.41105 (Pa)3.1.6 校核计算增压比p c= Px =P02.37 1051.01 105k=2.35xk等熵压缩功 L cs =k - 1R g T0 (p k -1 - 1)0.4=3.5 286.8 293(2.351.4=813160.5(J)- 1)压头系数 H cLcsu=22= 81316.5 0.68345.52压气机效率hcs= Hcu + a=0.680.861 + 0.04= 0.75经校核设计符合要求3.2 径流式涡轮的计算已知压缩机等熵压缩功 L cs =83581.5J 压缩机等熵效率hcs =0.75燃气流量 G T =4.06Kg/s涡轮前燃气温度 t T =813K涡轮出口气体压力 P 2 =0.103Mpa涡轮增压器转速 n Tc =n c =31438r/min3.2.1 涡轮的计算选取涡轮的等熵效率hTs =0.8h m =0.95涡轮增压器综合效率hTc =hcs hTs h m =0.57涡轮的等熵功 L Ts = L cs /hTc= 83581.50.57涡轮的温降ts=146634.2(J)=LTSRkg k - 1= 146634.2286.8 3.5=146(K)1k涡轮的膨胀比p T = (1 - ts T*T) k -1)=(11 - 146406.73.5=4.74涡轮前气体压力 P* =p P=4.88105 (Pa)TT2选取速度比 x 0 =0.6650假想速度 C*=542(m/s)工作轮进口圆周速 u1 = x C =355(m/s)00*工作轮进口直径 D1= 60u1pnTC=60 3553.14 3.438= 2.6 (mm)3.2.2 喷嘴的计算1选取喷嘴出口气流角a =18 01选取工作轮进口相对气流角b =90 0C1u =C1 cosa1C1R = C1u tga1C1 =三式联立求得速度 C1 的周向分布 C1u =355(m/s)速度 C1 的径向分布 C1R =92(m/s)喷嘴出口气流速度 C1 =352m/sC 2喷嘴中的等熵功 L n= 1 (=0.95)2j 2喷嘴中温降tn =LnkRk - 1g= 68644.93.5 286.8=68.4(K)喷嘴出口温度 T =T * - t j 21Tn=813-68.4 0.952=751(K)1k喷嘴中的膨胀比p n =(1 - tn T*T) k -1=(11 - 68.4813)3.5=1.4喷嘴出口压力 P1*.P= T p n4.88 1051.4=3.49 105 (Pa)1喷嘴出口比重g = P1Rg T11喷嘴出口的容积流量 V = G crc= 4.061.6=2.54( m3 / s )13比转速 n s =n Tc V1 2 /( L Ts ) 4=131438 2.54 23146634.2 4=6.67喷嘴出口通流截面 F n= V1t C(t n =0.975)n 1=2.540.975 352=74(cm 2 )喷嘴叶片高度 l n =F n /pD1 sin a1=74 10-43.14 216 10-3 sin180=35(mm)涡轮叶片进口宽度 b1 = l n + l ( l =1mm)=36(mm)喷嘴出口直径 D n =D1 + D( D=8mm)=224(mm)喷嘴进口直径 D 0 =1.37 D1=296(mm)nn喷嘴中能量损失 l =(1-j 2 )L=(1-0.95 2 )68644.9=6692.8(J)3.2.3 工作轮的计算T传动比j =1- LnLTs=1-68644.9146634.2=0.53工作轮中的等熵功 L; =jT L Ts=0.53 146634.2工作轮进口相对速度 w1=77989(J)= C1 sin a1sin b轮径比 d T =0.51= 352 sin180sin 900=108.8(m/s)工作轮出口平均直径 D 2m = d T D1=0.5 216=108(mm)工作轮出口相对速度 w =j 2L + w2 - u 2 (1 - d 2 )(j = 0.9)2111T=0.9=244(m/s)工作轮出口气体温度 T 2=T1w2 - w2 + u 2 (1 - d 2 )- 211T 2010=751- 2442 - 108.82 + 3552 (1 - 0.52 )20102工作轮出口气体比重 r =680(K)P2Rg T2= 1.03 105286.6 680=0.528(Kg/m 3 )D D12D1工作轮出口内径 D = 2 D ( 2 = 0.175)1D1=0.175 216=38(mm)D D 2D1工作轮出口外径 D = 2 D ( 2 = 0.8)1D1=0.8 216=172(mm)工作轮出口高度 l 2D + D = 22 2= 172 - 382=67(mm)工作轮出口面积 F= p (D 2 - D 2 )l2422=220(cm 2 )t g工作轮出口气流轴向分速 C=GT(t =0.99)F2al 2 l=l24.060.99 0.528 0.022=353(m/s)2选取工作轮出口相对速度气流角b =43 0工作轮叶片数 Z l =21工作轮出口平均半径处周速 u 2m = dT u1=0.5 355=177.5(m/s)在平均半径处 C 2 的周向分速 C 2u =C 2m -w 2 cos b 2=177.5-244cos43 0工作轮出口气流速度 C 2 =0=353(m/s)2选取工作轮出口气流角a =90 01工作轮中的损失Ll =(f2w2- 1) 2 2g=(10.922- 1 )24422 9.8=5402(J)余速损失lBC 2= 2 2g= 35322 9.8=6230(J)u轮周效率h =1- Lc + Ll+ LBLTs=1- 6692.8 + 5402 + 6230146634.2=0.87575 10-62 3G轮盘摩擦损失Ld =bD1 u1 g 1 g(b = 3)T3= 75 10-6 4.06=7364(J)漏气损失效率h=1-1.3 d n0.2162 3552 1.6 9.8lTYm=0.981涡轮等熵效率hTs =(h- LTD )hLuTYTs=(0.875-7364) 0.981146634.2=0.809(与原估计的相近)第四章 设计分析及展望4.1 增压对柴油机主要参数的影响柴油机增压后，进气参数由大气状态变成了压气机出口状态，引起了一系列热力参数的变化，下面就增压对标定工况下工作过程主要参数的影响进行讨论。4.1.1 对机械应力有关参数的影响新鲜空气自进气管进入发动机汽缸，在进气门处有一定的压力损失，使压缩始压 P c 低于进气管压力 P b 。增压后，进气管压力 P b 由大气压力 P a 上升为压气机出口压力，随着 P b 的增大，进气门的压力降 P b =P b -P 0 变化不大，相对压力降 P b /P b 减小，则相对进气压力 P 0 /P b 随着 P b 增加而上升，如图 4-1 所示。在进气惯性作用下,甚至 P 0 有可能大于 P b 。对四冲程增压柴油机，一般P c / P b =0.851.1。图 4-1由于缸内压缩终压 P c 和始压 P 0 存在着以下关系：c0P = P e n1(4-1)式中，为压缩比；n 1 为平均压缩多变指数。而最高爆发压力 P max =P t l p ，这里l p 为压力升高率，所以压缩始压升高后，最maxpmax高爆发压力 P以的l e n1 倍数升高。由此可见，增压后，P的升高给发动机的机械负荷带来较大的增加，所以，增压后l p 往往要小一些。4.1.2 对热应力有关参数的影响在无中冷器的情况下，增压后，发动机进口温度为压气机出口温度 T b ，即T b =T a +Wadb c h(4-2)P adb式中，T a 为大气温度(K)；W adb 为压气机绝热压缩功(kJ)；c p 为比定压比热容kJ/(kg.K)；hadb 为压气机绝热效率。如果增压系统中有中冷器，则发动机进气温度应为中冷器出口的气体温度。不难理解，经过压缩机的温度较大气温度高得多。例如，增压比为 1.61.7 的压b气机，其出口温度 T可达到 100 0 C 左右。缸内压缩始温可用下式计算0T = Tb + T + ft Tt1 + ft(4-3)式中，T c 为残余排气温度，由于进气温度 T b 较高，发动机工作过程各特征点的温度均相应提高，残余排气温度也有所升高；ft 为残余排气系数，增压后，在有扫气的情况下，ft 有所下降； T 为新鲜充量进入气缸后，受缸盖、缸壁、活塞顶等受热件的加热，同时。充量本身动能部分转化为热能所导致的温升。一般情况下。增压四冲程发动机的 T510 0 C。综上所述，增压后柴油机的压缩始温较非增压的高。缸内压缩终温可由下式计算c0T= T e n1 -1(4-4)最高燃烧温度 T max 和膨胀终点的温度 T ex 均可由柴油机热力计算求出。在发动机其他一些特征点温度都相应提高时，排气温度 T t 一般上升，这标志着内燃机增压后热负荷增大，对发动机可靠性带来不利影响。4.1.3 对动力性有关参数的影响增压后，发动机进气压力由大气状态 P a 升高到压气机出口压力 P b ，进气温度由 T a 升高到 T b ，进气密度相应地由 ra 增大到 rb 即rb =Pb RTb(4-5)在工作容积 V s 不变的情况下，空气流量由 q ma 增大到 q ma 。空气流量的增大，在过量空气系
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