Дизель малотоннажного грузового автомобиля с разработкой устройства регулирования охладителя наддувочного воздуха

Состав чертежей

1.  Результаты теплового и кинематического расчета (формат А1)
2. Показатели динамического расчета (формат А1)
3. Чертеж разреза поперечного двигателя (формат А2)
4. Чертеж разреза продольного двигателя (формат А1)
5. Рабочий чертеж детали шатун (формат А3)
6. Деталь поршень (формат А3)
7. Чертеж наддувочного охладителя воздуха (формат А3)
8. Структура дипломной работы (формат А1)
9. Патентный обзор для диплома (формат А1)
10. Деталь втулка (формат А2)
11. Чертеж заготовки (формат А2)
12. Чертеж наладок технологических (формат А1)
13. Технологическая карта эскизов изготовления втулки (формат 5хА4)
14. График ускорения поршня
15. Развернутая диаграмма индикаторная
16. График силы, действующей вдоль кривошипа и тангенциальной силы

Описание

Дипломная работа посвящена актуальной теме – проектированию дизеля для малотоннажного грузового автомобиля с разработкой устройства регулирования охладителя наддувочного воздуха типа воздух-воздух. Проведено конструирование двигателя, выполнены тепловой, кинематический, динамический расчеты, а также расчет деталей двигателя на прочность. Расчет производился с помощью программы MathCad. В ходе проектирования проведена исследовательская работа по разработке системы наддува и проектированию охладителя наддувочного воздуха.
В достаточном объеме выполнена технологическая часть и технико-экономическое обоснование проекта.

Охлаждение надувочного воздуха позволяет повысить эффективность работы двигателя за счёт повышения плотности, которое увеличивает величину свежего заряда. В связи с этим цель данной работы является:

1. Патентный анализ в области ОНВ для дизельных двигателей.
2. Расчет дизельного двигателя заданной мощности.
3. Расчет ОНВ.
4. Разработка технологического процесса изготовления детали.
5. Раздел безопасности жизнедеятельности
6. Экономическое обоснование проводимых разработок.

Разработан проект дизеля для малотоннажного грузового автомобиля с разработкой устройства регулирования наддувочного охладителя воздуха по подобию воздух-воздух
В ходе проведенного патентного поиска был найден ряд технических решений по рассматриваемой тематике. На основании проведенного патентного поиска разработана схема управляемого газотурбинного наддува. В ходе проведения теплового расчета были получены температуры и давления в процессе впуска, сжатия, сгорания, расширения, выпуска, определены индикаторные и эффективные показатели проектируемого двигателя, размеры цилиндра. По итогам кинематического расчета были определены перемещение, скорость и ускорение поршня, а также построены графики по полученным результатам.

В ходе проведенного динамического расчета были определены, нормальная, тангенциальная, действующая вдоль кривошипа, удельные силы, развернутые и полярные силы, действующие на коренные и шатунные шейки, крутящий момент. По полученным данным построены графики. Были определены напряжения сжатия, изгиба, среза, разрыва поршня и поршневого пальца, напряжения овализации поршневого пальца. Определено давление компрессионного кольца на стенку цилиндра и построена эпюра. Определены сжимающие и растягивающие изгибающие напряжения, действующие в опасных сечениях шатуна. Получены геометрические размеры гильзы и головки блока цилиндров, рассчитаны значения растягивающей и сжимающих сил, температурные напряжения.

В ВКР разработан технологический процесс обработки опорной втулки вала ротора турбокомпрессора. Определен тип производства. Выбраны технологические базы и назначены технологические переходы обработки детали, на основании чего спроектирован технологический маршрут обработки детали. Определены припуски. Разработан маршрутный технологический процесс, в ходе которого выбрано оборудование и инструменты для обработки детали.
В процессе разработки технико-экономического обоснования проекта были рассчитаны затраты на проектирование нового двигателя, себестоимость разрабатываемого агрегата. Произведен расчет отпускной цены двигателя. Определен годовой экономический эффект при эксплуатации проектируемого устройства по сравнению с аналоговым ДВС.

В части графической выпускной квалификационной работы представлены следующие чертежи: теплового и кинематического расчета, динамического расчета, продольного и поперечного разрезов двигателя, деталей шатун и поршень, наддувочного охладителя воздуха, структуры проекта дипломного, обзора патентного, детали втулка, заготовки, наладок технологических, карт эскизов по операциям.

Краткий отрывок из дипломной работы:

1.1 Назначение потребителя мощности, его технологический цикл, условия работы, требования к проектируемому двигателю.
Проектируемый двигатель предназначен для установки на малотоннажный грузовой автомобиль. Основное назначение данного типа двигателя – режим работы на различных режимах нагрузки, обеспечивающий передвижение автомобиля. Планируется использование двигателя в различных климатических районах: с холодным, умеренным, теплым и жарким климатом. В связи с этим к двигателю предъявляются повышенные требования. Механизмы двигателя должны надежно противостоять износу и нагрузкам. Кривошипно-шатунный механизм (КШМ) данного двигателя должен быть спроектирован таким образом, чтобы нагрузки в нем были минимальными. Газораспределительный механизм (ГРМ) должен обеспечить своевременное наполнение и очистку цилиндров двигателя. Система смазывания должна обеспечить надежное смазывание трущихся пар и деталей КШМ, и ГРМ. Система охлаждения не должна допустить перегрева двигателя, особенно при использовании его в районах с теплым и жарким климатом, а также поддерживать температурный режим двигателя. Планируемый ресурс двигателя – 150000 км до переборки и 300000 км до капитального ремонта.
Техническое обслуживание должно проводиться через каждые 20000 километров пробега, замена масла в двигателе через 15000 километров.

1.2 Выбор аналогов

В процессе проектирования двигателя были выбраны два аналога данного двигателя. Двигатель Cummins ISF 3,4, американской компании Cummins. Подбор аналогов, прежде всего, производился исходя из типа двигателя, дизельный. В качестве прототипа разрабатываемого двигателя было принято взять двигатель Cummins, так как он наиболее полно подходит по мощностным характеристикам к проектируемому двигателю. Таким образом, было решено проектировать двигатель со следующими параметрами – диаметр цилиндра 110-125 мм, ход поршня: 120-135 мм, и объемом двигателя, не менее 2,5 л, мощностью примерно 90 кВт.

Таблица 1.1 – Сравнительные характеристики аналогов.

1.3. Выбор исходной конструкции двигателя, описание его механизмов и систем
Двигатель данной конструкции был выбран исходя из основных параметров: размеров ЦПГ и мощностных показателей. Проектируемый
двигатель: четырехтактный, дизельный, с комбинированной системой
охлаждения, с рядным расположением четырех цилиндров, системой распределенного впрыска топлива, распределительным валом и четырьмя клапанами на цилиндр.

Блок цилиндров отлит из легированного серого чугуна заодно с верхней частью картера. Картерная часть блока связана с крышками коренных опор поперечными болтами-стяжками, что придает прочность кон¬струкции. Сзади к блоку крепится корпус коробки передач.
Зеркало цилиндра обработано плосковершинным хонингованием для получения сетки впадин и площадок под углом к оси цилиндра. Такая обработка способствует удержанию масла во впадинах.

Кривошипно-шатунный механизм.
Кривошипно-шатунный механизм воспринимает давление расширяющихся газов при такте сгорание – расширение и преобразовывает в прямолинейное, возвратно-поступательное движение поршня во вращательное движение коленчатого вала. Кривошипно-шатунный механизм состоит из неподвижных и подвижных частей.
Коленчатый вал воспринимает усилия, передаваемые шатунами от поршней, и преобразует их в крутящий момент, который через маховик передается агрегатам трансмиссии. Ко¬ленчатый вал – стальной, изготовлен горячей штамповкой, упрочен азотированием или закалкой токами высокой частоты шатунных и коренных шеек. Он имеет пять коренных опор и четыре шатунные шейки. В шатунных шейках вала выполнены внутренние полости,
закрытые заглуш¬ками, где масло подвергается дополнительной центробежной очистке. Для сбора загрязнений установлены втулки. Полости шатунных шеек сообщаются наклон¬ными отверстиями с поперечными каналами в коренных шейках.
Маховик служит для уменьшения неравномерности работы двигателя,  вывода поршней из мертвых точек, облегчения пуска двигателя и способствует плавному троганию автомобиля с места. Маховик изготовлен из серого специального чугуна, закреплен болтами на заднем торце коленчатого вала.
Шатун служит для соединения поршня с коленчатым валом двигателя и для передачи при рабочем ходе давления расширяющихся газов от поршня к коленчатому валу. Шатуны – стальные, двутаврового сечения; верхняя головки выполнена неразъемной, нижняя разъемной. На каждой шатунной шейке коленчатого вала установлено по одному шатуну. В нижней головке шатуна установлены цилиндрические роликовые подшипники качения.
Поршень воспринимает давление расширяющихся газов при рабочем такте и передает его через поршневой палей и шатун на коленчатый вал двигателя. Поршни выполнены из высококремнистого алюминиевого сплава. На поршне установлены два компрессионных кольца и одно маслосъемное.
Компрессионные кольца служат для уплотнения поршня в цилиндре и предотвращения прорыва газов из камеры сгорания в картер двигателя. Рабочая поверхность верхнего компрессионного кольца покрыта хромом, нижнего — молибденом.
Маслосъемное кольцо служит для снятия излишков масла с зеркала цилиндра и не допускает его попадания в камеру сгорания. Маслосъемное кольцо – прямоугольного сечения с пружинным расширите¬лем и хромированной рабочей поверхностью.
В головке поршня расположена тороидальная камера сгорания.
С шатуном поршень соединен пальцем плавающего типа, осевое перемещение пальца в поршне ограничено стопорными кольцами. Поршневой палец изготовлен из хромоникелевой стали в виде пустотелого цилиндрического стержня и упрочнен цементацией и закалкой.
Вкладыши подшипников коленчатого вала – сменные, тонкостенные,  трехслойные, с рабочим слоем из свинцовистой бронзы. Верхний и нижний
вкладыши коренного подшипника коленчатого ва¬ла не взаимозаменяемы. В верхнем вкладыше имеется отверстие для подвода масла и канавка для его распределения.

Механизм газораспределения.
Газораспределительный механизм служит для своевременного впуска в камеры сгорания горючей смеси или воздуха и выпуска из них отработавших газов.
На двига¬теле установлен механизм газораспределения с нижним расположением распределительного вала. Это позволяет облегчить доступ к клапанам для их обслуживания, позволяет получить компактную камеру сгорания и обеспечить наилучшее наполнение ее горючей смесью или воздухом.
Крутящий момент на распределительный вал передается от коленчатого вала через зубчатое зацепление.

Головка блока цилиндров выполнена разъемной для удобства монтирования механизма газораспределения.
Головка цилиндров, отлитая из алюминиевого сплава, имеет полости для охлаждающей жидкости, сообщающиеся с рубашкой блока. Стыки головки блока цилиндров и блока цилиндров, нижней и верхней частей головки блока цилиндров уплотнены прокладками. Герметичность уплотнения обеспечивается высокой точностью обработки сопрягаемых поверхностей.
Уплотнение перепускных каналов для охлаждающей жидкости осуществляется уплотнительными кольцами из силиконовой резины, устанавливаемыми хвостовиками в отверстия головки цилиндров.
Впускные и выпускные каналы расположены на противоположных сторонах головки блока.
Головка закреплена на блоке цилиндров шестью болтами. Распределительный вал выполнен из стали, установлен в головке блока
цилиндров на четырех подшипниках скольжения. Опорные шейки распределительного вала цементированы и закалены токами высокой частоты. Подшипниками для опорных шеек распределительного вала служат втулки из биметаллической ленты, сталь-бронза.

Система смазывания.
Система смазывания предназначена для подачи смазки к трущимся поверхностям деталей двигателя, отвода тепла от деталей, уноса механических частиц, образующихся в результате трения, и очистки моторного масла.
Система смазывания двигателя комбинированная, с мокрым картером. Масло под давлением подается к коренным и шатунным подшипникам коленчатого вала, к подшипникам распределительного вала, к подшипникам топливного насоса высокого давления и нагнетателя воздуха.
Система смазывания включает в себя масляный насос, картер масляный, центробежный фильтр очистки масла, масляные каналы в блоке и головке блока цилиндров, наружные маслопроводы, маслозаливную горловину, клапаны для обеспечения нормальной работы системы и контрольные приборы.
Масляный насос закреплен на нижней плоскости блока цилиндров.
Нагнетающая секция насоса подает масло в главную магистраль двигателя. В корпусе секции установлен предохранительный клапан, отрегу¬лированный на давление открытия 8,49,5 кгс/см2 и предназначенный для ограничения максимального давления на выходе и секции насоса, и клапан системы смазки, срабатывающий при давлении 4,04,5 кгс/см2 .

Система питания.
Система питания обеспечивает впрыск топлива в мелко распылённом виде в цилиндры двигателя.
Фильтр грубой очистки пред¬варительно очищает топливо, поступающее в топливоподкачивающий насос низкого давления. Он установлен на всасывающей магистрали системы питания с левой стороны по ходу движения автомобиля на блоке цилиндров.
Фильтр тонкой очистки, окончательно очищающий топливо перед поступлением в топливный насос высокого давления, установлен в самой высокой точке системы.
Топливопроводы подразделяются на топливопроводы низкого и высокого давления. Топливопроводы высокого давления изготовлены из стальных трубок, концы которых выполнены конусообразными, прижаты накидными гайками через шайбы к конусным гнёздам штуцеров топливного насоса и форсунок. Во избежание поломок от вибрации, топливопроводы закреплены скобками и кронштейнами.
Форсунка – закрытого типа с многодырчатым распылителем и гидравлически управляемой иглой. Все детали форсунки собраны в корпусе.
Система питания двигателя воздухом предназначена для забора воздуха из атмосферы, очистки его от пыли и распределения по цилиндрам.
Атмосферный воздух засасывается в цилин¬дры двигателя, проходя через воздушный фильтр. Очищенный воздух распределяется впускными коллекторами по цилиндрам двигателя и участвует в сгорании в составе
рабочей смеси. Отработавшие газы проходят по выпускным коллекторам,
приемным трубам глушителя и, через глушитель, выводятся в атмосферу. Газы, проникшие в картер двигателя через зазоры между зеркалом цилиндра и поршневыми кольцами, удаляются в атмосферу через сапун, патрубок и вытяжную трубку за счет разности между давлением в картере двигателя и атмосферным.
Воздушный фильтр сухого типа, одноступенчатый. Представляет собой бумажный фильтрующий элемент, установленный в корпусе фильтра.

Система охлаждения.
Система охлаждения служит для отвода излишнего тепла от деталей двигателя и поддержания оптимального температурного режима работающего двигателя. Система охлаждения двигателя комбинированная. Жидкостная система закрытого типа, с принудительной циркуляцией охлаждающей жид¬кости. Основными элементами системы являются: жидкостной насос с приводом от коленчатого вала двигателя, радиатор, расширительный бачок.
Жидкостной насос центробежного типа, установлен на передней части блока цилиндров справа. На вал жидкостного насоса крутящий момент передается через коленчатый вал, соединенных шлицами.
Вал вращается в подшипниках полузакрытого типа. Смазка подшипников в процессе эксплуатации осуществляется через пресс-маслёнку. Манжета предохраняет подшипники от попадания охлаждающей жидкости при нарушении герметичности уплотнения.
Радиатор предназначен для охлаждения жидкости, отводящей теплоту от деталей двигателя. Жидкостной радиатор – трубчато-ленточный, трехрядный с трубками овального сечения, расположен перед двигателем. Он состоит из верхнего и нижнего бачков, остова и каркаса.
Верхний и нижний бачки припаяны к остову, состоящему из трубок, расположенных в три ряда. Промежутки между трубками заполнены  гофрированной медной лентой, изогнутой змейкой и припаянной к трубкам. К верхнему и нижнему бачкам припаяны две боковые стойки, представляющие собой стальные пластины. Вместе с нижней пластиной они образуют каркас радиатора.
В верхний латунный бачок впаян подводящий патрубок, в нижний отводящий патрубок.
Радиатор закреплен на автомобиле в двух точках на резиновых подушках, степень затяжки которых ограничивается распорными втулками.
Расширительный бачок установлен на двигателе с правой стороны по ходу движения автомобиля и соединен с верхним бачком радиатора и водяной полостью блока. Расширительный бачок служит для компенсации
изменения объе¬ма охлаждающей жидкости при ее расши¬рении от нагревания; он также позволяет контролировать степень заполнения системы охлаждения двигателя и способствует удалению из нее воздуха и пара.
Система газотурбинного наддува предназначена для дополнительного нагнетания сжатого воздуха в цилиндры двигателя. Состоит из турбокомпрессора, выпускных и впускных коллекторов и патрубков. Турбокомпрессор устанавливается на выпускном коллекторе. Выпускные коллекторы и патрубки изготовлены из высокопрочного чугуна ВЧ50. Газовый стык между выпускным коллектором и головкой цилиндра уплотняется прокладкой из асбестостального листа, окантованного металлической плакированной лентой. Выпускные коллекторы выполняются цельнолитыми и крепятся к головкам цилиндров болтами и контрятся замковыми шайбами. Впускные коллекторы и патрубки выполняются литыми из алюминиевого сплава АК9Ч. Стыки между коллекторами и патрубками уплотняются паронитовыми прокладками. Для выравнивания давления между двумя рядами цилиндров на впускные коллекторы устанавливается объединительный патрубок. Смазка подшипников турбокомпрессоров осуществляется от системы смазки двигателя. Воздух в центробежный компрессор поступает из воздухоочистителя, сжимается и подается под давлением во впускной патрубок двигателя. Турбокомпрессор состоит из центростремительной турбины и центробежного компрессора, соединенных между собой подшипниковым узлом. Турбина с двухзаходным корпусом из высокопрочного чугуна ВЧ40 преобразовывает энергию выхлопных газов в кинетическую энергию вращения ротора турбокомпрессора, которая затем в компрессорной ступени превращается в работу сжатия воздуха.
Ротор турбокомпрессора состоит из колеса турбины с валом, колеса компрессора, маслоотражателя и втулки, закрепленных на валу гайкой. Колесо турбины отливается из жаропрочного сплава по выплавляемым
моделям и сваривается с валом из стали трением. Колесо компрессора с загнутыми по направлению вращения назад лопатками выполняется из алюминиевого сплава и после механической обработки динамически балансируется. Ротор вращается в подшипниках, представляющих собой плавающие вращающиеся втулки. Подшипники выполняются из бронзы БрО10С10. Корпус подшипников турбокомпрессора с целью уменьшения теплопередачи от турбины к компрессору выполнен составным из чугунного корпуса ВЧ50 и крышки из алюминиевого сплава.
Промежуточный охладитель наддувочного воздуха типа воздух-воздух. Представляет собой паянную конструкцию, состоящую из набора тонкостенных медных трубок в количестве 55 штук и 10 тонких гофрированных пластин, которые расположены между рядами трубок. Трубки с обоих концов припаиваются к бачкам, в которых собирается воздух на входе и выходе. Также к бачкам приварено по одному патрубку для подвода или отвода воздуха.
Для поиска похожих конструкций двигателя и его механизмов был произведен патентный обзор……

1.5 Исходные данные для расчета двигателя
Для проектирования разрабатываемого двигателя были проведены: тепловой, кинематический и динамический расчеты. На основе полученных данных
было проведено эскизирование двигателя.
Исходные данные для расчета двигателя:
частота вращения коленчатого вала……………………………….»n = 3500 » 〖»мин» 〗^»-1″ ;
степень сжатия………………………………………………………………..»ε = 16″ ;
количество цилиндров, расположение………………………….….»i = 4″ , рядное;
количество тактов……………………………………………………..…..…»τ = 4″ ;
давление окружающей среды………………………………..……..»p» _»0″ » = 0,1 МПа» ;
температура окружающей среды……………………………………..»Т» _»0″ » = 293 К» ;
мощность двигателя………………………………………………….»N» _»e» » = 90 кВт» .
Элементарный состав жидкого топлива:
топливо…………………………………………………………………дизельное;
углерод…………………………………………………………..…..……»С = 0,8″ 70;
водород……………………………………………………………..……»H = 0,126″ ;
кислород………………………………………………………..………О = 0,004.
Исходные данные для расчета, а также тепловой и динамический расчеты, произведены по известным зависимостям [8].

1.6 Параметры рабочего тела
Коэффициент избытка воздуха.
Уменьшение коэффициента избытка воздуха α до возможных пределов уменьшает размеры цилиндра и, следовательно, повышает литровую мощность дизеля, но одновременно с этим значительно возрастает теплонапряженность двигателя, особенно деталей поршневой группы, увеличивается дымность выхлопных газов.
Это позволяет принять на основных режимах «α» _»1 » «= 1,7» .
Количество свежего заряда
«M» _»1″ » = » «α» _»1″ «L» _»0″ «, (1.1)»
«M» _»1″ » = 1,7∙0,499 = 0,848 » «кмоль» /»кг» «.»

1.32 Расчет турбокомпрессора

В настоящее время наиболее распространенным типом центробежного компрессора, применяемого для турбокомпрессора, является радиально-осевой компрессор полуоткрытого типа с радиальным расположением лопаток на выходе из рабочего колеса.
Технические характеристики турбокомпрессора-прототипа:

1. диаметр колеса компрессора D_2=85 мм;
2. диаметр колеса турбины D_1=80 мм;
3. степень повышения давления компрессора π_k=1,6;
4. частота вращения ротора 〖 n〗_тк=60000 〖мин〗^(-1);
5. температура газов перед турбиной T_т=650 ℃;
6. КПД турбокомпрессора η_тк=0,55;
7. КПД турбины η_т=0,72.

1.33 Расчет компрессора
Массовый расход воздуха через двигатель
〖 G〗_в=(αφ_п l_0 N_e g_e)/(36∙〖10〗^5 ), (1.199)
G_в=(1,7∙1∙14,452∙89,7∙215)/(36∙〖10〗^5 )=0,232 кг⁄(с ,)
где φ_п=1 — коэффициент продувки.
Плотность воздуха на входе в компрессор
〖 ρ〗_0=(P_0∙〖10〗^6)/(R_b∙T_0 ), (1.200)
ρ_0=(0,1∙〖10〗^6)/(287∙293)=1,189 кг⁄м^3 .
Объемный расход воздуха через компрессор
〖 Q〗_в=G_в/ρ_0 , (1.201)
Q_в=0,232/1,189=0,195 м^3⁄с .
Расчет входного устройства и рабочего колеса
Температура воздуха в сечении авх-авх
〖 T〗_авх=T_0=293 K . (1.202)
Давление воздуха в сечении авх-авх
〖 P〗_авх=P_0-〖∆P〗_вс, (1.203)

P_авх=0,1-0,004=0,096 МПа.
где 〖∆P〗_вс=0,004 МПа — потери давления на всасывании в компрессор.
Степень повышения давления воздуха в компрессоре
〖 π〗_k=P_k/P_авх , (1.204)
π_k=0,17/0,096=1,771.
По полученным значениям Q_в и π_k выбираем типоразмер турбокомпрессора ¬ ТКР-85. Принимаем номинальный базовый диаметр колеса компрессора D_2=0,085 м.
Адиабатическая работа сжатия в компрессоре
〖 L〗_(ад.к.)=k/(k-1) R_b T_авх [π_k^((k-1)/k)-1], (1.205)
L_(ад.к.)=1,4/1,4∙287∙293∙[〖1,771〗^((1,4-1)/1,4)-1]=5,22∙〖10〗^4,
где k=1,4 — показатель адиабаты.
Окружная скорость на наружном диаметре колеса компрессора
〖 u〗_2=√(L_(ад.к.)/H_(ад.к) ) , (1.206)
u_2=√((5,22∙〖10〗^4)/0,6)=294,955 м⁄с .
где H_(ад.к)=0,6 — коэффициент напора
Частота вращения колеса компрессора
n_k=〖60u〗_2/〖πD〗_2 , (1.207)
n_k=(60∙294,955)/(3,14∙0,085)=66270 〖мин〗^(-1).
Температура воздуха на входе в колесо компрессора (сечение I-I)
〖 T〗_1=T_авх+(c_авх^2-c_1^2)/〖2c〗_р , (1.208)
T_1=293+(〖40〗^2-〖80〗^2)/(2∙1005)=290,612 К,
где с_авх=40 м⁄с — скорость воздуха во входном сечении;
c_1=80 м⁄с — абсолютная скорость потока перед колесом;
c_р=1005 Дж⁄(кг∙К ) — теплоемкость воздуха при постоянном давлении.
Потери в воздухоподводящем патрубке компрессора
〖 L〗_rвх=(ξ_вх c_1^2)/2, (1.209)
L_rвх=(0,04∙〖80〗^2)/2=128 Дж⁄кг ,

где ξ_вх=0,04 ¬ коэффициент потерь для патрубков с осевым входом.
Показатель политропы на участке входа воздуха в компрессор
n_вх/(n_вх-1)=k/(k-1)-L_rвх/(R_b (T_1-T_авх ) ), (1.210)
n_вх/(n_вх-1)=1,4/(1,4-1)-128/(287∙(290,612-293))=3,687,
откуда n_вх=1,372.

Давление перед колесом компрессора
〖 P〗_1=P_авх (T_1/T_авх )^(n_вх/(n_вх-1)), (1.211)
P_1=0,096∙(290,612/293)^(1,372/(1,372-1))=0,093 МПа.
Плотность воздуха в сечении I-I
〖 ρ〗_I=(P_1 〖10〗^6)/(R_b T_1 ), (1.212)
ρ_I=(0,093∙〖10〗^6)/(287∙290,612)=1,117 кг⁄(м^3.)
Площадь поперечного сечения I-I
〖 F〗_I=G_в/(c_1 ρ_I ), (1.213)

F_I=0,268/(80∙1,117)=3,004∙〖10〗^(-3) м^2.
Диаметр рабочего колеса на входе в компрессор
〖 D〗_1=√(F_I/0,785[1-(D_0/D_1 )^2 ] ), (1.214)
D_1=√((3,004∙〖10〗^(-3))/(0,785∙(1-〖0,4〗^2 ) ))=0,068 м,
где D_0/D_1 =0,4 — отношение диаметра втулки колеса к его диаметру на входе.
Диаметр втулки рабочего колеса компрессора
〖 D〗_0=D_1 D_0/D_1 , (1.215)
D_0=0,064∙0,4=0,027 м .
Относительный диаметр втулки рабочего колеса
( D) ̅_0=D_0/D_2 , (1.216)
D ̅_0=0,027/0,085=0,318 .
Относительный диаметр колеса на входе
D ̅_1=D_1/D_2 , (1.217)
D ̅_1=0,068/0,085=0,794 .
Относительный средний диаметр на входе в колесо
D ̅_1ср=√((〖D ̅_0〗^2+〖D ̅_1〗^2)/2), (1.218)
D ̅_1ср=√((〖0,318〗^2+〖0,794〗^2)/2)=0,605 .
Коэффициент мощности для осерадиальных колес
μ=1/(1+2/3 π/z_k 1/(1-〖D ̅_1ср〗^2 )), (1.219)
μ=1/(1+2/3∙3,14/16∙1/(1-〖0,605〗^2 ))=0,829,

где z_k=16 — число лопаток рабочего колеса.
Рисунок 1.18 — Схема колеса компрессора
Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса
〖 c〗_2u=μu_2, (1.220)
c_2u=0,829∙294,955=244,494 м⁄с .
Радиальная составляющая абсолютной скорости
c_2r=0,3u_2, (1.221)
c_2r=0,3∙294,955= 88,487 м⁄с.
Абсолютная скорость воздуха на выходе из колеса
〖 c〗_2=√(〖c_2u〗^2+〖c_2r〗^2 ), (1.222)
c_2=√(〖244,494〗^2+〖88,487〗^2 )=260,014 м⁄с .
c_2/u_2 =0,882-лежит в интервале 0,8-0,9
Температура воздуха на выходе из колеса
〖 T〗_2=T_1+(μ+α_f-μ^2/2) 〖u_2〗^2/с_р , (1.223)
T_2=290,612+(0,841+0,06-〖0,841〗^2/2)∙〖294,955〗^2/1005=337,822 К ,
где α_f=0,06 — коэффициент дисковых потерь.
Давление воздуха на выходе из колеса
〖 P〗_2=P_1 (T_2/T_1 )^(n_k/(n_k-1)), (1.224)
P_2=0,093∙(337,822/290,612)^(1,5/(1,5-1))=0,146 МПа,
где n_k=1,5 — показатель политропы сжатия в рабочем колесе.
Плотность воздуха за рабочим колесом
〖 ρ〗_2=(P_2 〖10〗^6)/(R_b T_2 ), (1.225)
ρ_2=(0,146∙〖10〗^6)/(287∙337,822)=1,509 кг⁄(м^3.)
Высота лопаток рабочего колеса на диаметре D2
〖 b〗_2=G_в/(〖πD〗_2 c_2r ρ_2 ), (1.226)
b_2=0,268/(3,14∙0,085∙88,487∙1,509)=7,528∙〖10〗^(-3) м.
Относительная высота лопаток в выходном сечении колеса
b ̅_2=b_2/D_2 , (1.227)
b ̅_2=(7,528∙〖10〗^(-3))/0,085=0,089 .
Относительная ширина колеса компрессора
B ̅=B/D_2 , (1.228)
B ̅=0,03/0,085=0,353 м,
где B=0,03 м ¬ ширина колеса компрессора.
Расчет диффузоров и воздухозаборника.
Ширина безлопаточной части диффузора
〖 b〗_3=b_2=7,528∙〖10〗^(-3) м. (1.229)
Наружный диаметр безлопаточного диффузора
〖 D〗_3=D_2 D ̅_3, (1.230)
D_3=0,085∙1,14=0,097 м,
где D ̅_3=1,14 — относительный наружный диаметр безлопаточного диффузора.
Абсолютная скорость на выходе из безлопаточного диффузора
〖 c〗_3=c_2/D ̅_3 b_2/b_3 , (1.231)
c_3=260,014/1,14∙(7,528∙〖10〗^(-3))/(7,528∙〖10〗^(-3) )=228,082 м⁄(с ,)
c_2/c_3 =1,14 входит в интервал 1,08-1,25.
Давление за безлопаточным диффузором
〖 P〗_4=P_авх π_к, (1.232)
P_4=0,096∙1,711=0,17 МПа.
Температура воздуха за безлопаточным диффузором
〖 T〗_4=T_2 (P_4/P_2 )^((n_д-1)/n_д ), (1.233)
T_4=337,822∙(0,17/0,146)^((1,7-1)/1,7)=359,352 К ,
где n_д=1,7 ¬ показатель политропы сжатия в диффузорах.
Скорость воздуха на выходе из безлопаточного диффузора
〖 c〗_4=√(c_2^2-(T_4-T_2 )2c_р ), (1.234)
c_4=√(〖260,014〗^2-(359,352-337,822)∙2∙1005)=155,989 м⁄с .
Наружный диаметр безлопаточного диффузора
〖 D〗_4=1,5D_2, (1.235)
D_4=1,5∙0,085=0,128 м .
Ширина безлопаточного диффузора на выходе
〖 b〗_4=b_3+(D_4-D_3 ) tg⁡〖ν/2 , (1.236)〗
b_4=7,528∙〖10〗^(-3)+(0,128 -0,097)∙tg⁡〖6/2=9,131∙〖10〗^(-3) м,〗

где ν=6 — угол раскрытия стенок лопаточного диффузора.
Скорость воздуха на выходе из воздухосборника
〖 c〗_5=c=155,989 м, (1.237)
Потери в воздухосборнике (улитке)
〖 L〗_rул=(ξ_ул c_4^2)/2, (1.238)
L_rул=(0,15∙〖155,989〗^2)/2=1825 Дж⁄(кг,)
где ξ_ул=0,15 ¬ коэффициент потерь в воздухосборнике.
Рисунок 1.19 — Схема безлопаточного диффузора
Давление на выходе из улитки
〖 P〗_5=P_4 (1-L_rул/(R_b T_5 ) (к-1)/к)^(к/(к-1)), (1.239)
P_5=0,17∙(1-1895/(287∙359,352)∙(1,4-1)/1,4)^(1,4/(1,4-1))=0,167 МПа .
принимаем
〖 T〗_5=T_4=359,352 К . (1.240)
Расчет основных параметров компрессора

Действительная степень повышения давления в компрессоре
〖 π〗_к=P_5/P_авх , (1.241)

π_k=0,167/0,096=1,74 .
Адиабатический КПД компрессора
〖 η〗_(ад.к)=(T_0 (〖π_к〗^((к-1)/к) ))/(T_5-T), (1.242)
η_(ад.к)=(293∙(〖1,74〗^((1,4-1)/1,4) ))/(359,52-293)=0,757 .
Адиабатическая работа, определенная по действительной степени
повышения давления
〖 L〗_(ад.к)=к/(к-1) R_b T_авх (〖π_к〗^((к-1)/к)-1), (1.243)
L_(ад.к)=1,4/(1,4-1)∙287∙293∙(〖1,74〗^((1,4-1)/1,4)-1)=50450 Дж⁄(кг .)
Расчетный коэффициент напора
〖 Н〗_(ад.к)=L_(ад.к)/(u_2^2 ), (1.244)
Н_(ад.к)=50450/〖294,955〗^2 =0,58.
Расчетное значение отличается от принятого ранее менее 5 %,что допустимо.
Мощность, затрачиваемая на привод компрессора
〖 N〗_k=(L_(ад.к) G_в)/(1000η_(ад.к) ), (1.245)
N_k=(50450∙0,268)/(1000∙0,757)=17,891 кВт .