Разработка ДВС на 100 кВт легкового автомобиля с разработкой охладителя по схеме жидкость-воздух

Состав чертежей

1. Чертеж разреза продольного двигателя (формат А1)
2. Чертеж разреза поперечного двигателя (формат А1)
3. Структура дипломной работы (формат А1)
4. Графики теплового и кинематического расчета двигателя (формат А1)
5. Схема наладок технологических (формат А1)
6. Чертеж охладителя наддувочного воздуха на подобии воздух-жидкость (формат А1)
7. Чертеж сборочный корпуса газоприемного (формат А2)
8. Чертеж заготовки (формат А1)
9. Результаты динамического расчета двигателя (формат А1)
10. Сравнительный плакат двигателей (формат А1)
11. Лист сравнения аналогов (формат А1)
12. Чертеж детали шатун (формат А2)
13. Рабочий чертеж детали поршень (формат А3)

Описание

Дипломная работа представляет собой законченную расчетно-графическую работу, заключавшуюся в разработке двигателя с охладителем надувочного воздуха. Целью дипломного проекта является разработка конструкции двигателя для легкового автомобиля.
Работа содержит: моделирование в среде «SolidWorks-2014» двигателя; конструкторский раздел, содержащий тепловой, динамический расчеты и расчеты деталей двигателя на прочность; раздел проектирования устройства, с расчетом, описанием конструкции и схемой работы устройства; технологический раздел с представленным в нем техпроцессом изготовления корпуса форсунки.
Проведена оценка экономической эффективности от применения разрабатываемого двигателя.
В разделе безопасности жизнедеятельности проведен анализ методов по снижению вредных воздействий на рабочих при эксплуатации дизельных ДВС.

В дипломном проекте спроектирован двигатель мощностью 100 кВт для автомобиля легкового с разработкой наддувочного охладителя по подобию жидкость-воздух.
В конструкторском разделе описано назначение потребителя мощности, его технологический цикл, условия работы, требования к проектируемому двигателю. Осуществлен подбор аналогов. Приведено обоснование выбора исходной конструкции. Выявлены технико-экономические резервы. Проведен анализ патентной документации. Рассмотрен предлагаемый вариант решения задания. Предоставлены исходные данные для расчета. Совершен тепловой расчет двигателя, а именно: параметров рабочего тела, процесса впуска, процесса сжатия, процесса сгорания, процесса расширения, индикаторных параметров рабочего цикла, эффективных показателей двигателя, основных параметров цилиндра и двигателя. Построена индикаторная диаграмма двигателя. Произведен расчет теплового баланса.

Построена внешняя скоростная характеристика и приведен кинематический расчет КШМ. Выполнены динамический расчет двигателя и расчет основных деталей двигателя на прочность, а именно: поршня, поршневых колец и поршневого пальца. Рассчитана шатунная группа.
В разделе конструирования устройства приведен расчет компрессора и турбины. Дано описание конструкции турбокомпрессора. Проведено регулирование давления наддува. Рассчитан охладитель наддувочного воздуха, а именно: подобран теплообменник, выполнен расчет параметров теплоносителей и определены объемы и габаритные размеры теплообменника.
В разделе технологическом рассмотрено служебное назначение детали. Проведен анализ технологичности конструкции. Осуществлен подбор заготовки. Определен тип производства. Выбрана технологическая база. Разработан процесса маршрутного технологического. Определены припуски расчетно-аналитическим методом. Произведен выбор технологического оборудования и инструмента. Рассчитаны режимы механической обработки.

В экономическом разделе выполнен расчет себестоимости устройства проектируемого. Приведен расчет цены отпускной устройства. Произведен расчет эффекта экономического. Рассчитаны расходы эксплуатационные. Определена точка безубыточности проекта. Дана оценка эффективности проекта.
В разделе безопасность жизнедеятельности проанализированы факторы опасные и вредные при работе турбокомпрессора. Дана классификация шума. Определены допустимые уровни шума на местах рабочих. Рассмотрены источники основные шума двигателей и шума в нагнетателе центробежном. Предложены методы уменьшения шума турбокомпрессоров.

В части графической представлены следующие чертежи: разреза продольного и поперечного двигателя, структуры, теплового и кинематического расчета двигателя, наладок технологических, охладителя наддувочного воздуха на подобии воздух-жидкость, корпуса газоприемного, динамического расчета двигателя, заготовки, сравнения двигателей, сравнения аналогов, деталей шатун и поршень.

 Краткий отрывок из дипломной работы:

Наддув – это способ повышения мощности двигателя, который основывается на увеличении массы заряда воздуха, поступающего в цилиндр двигателя в процессе наполнения и соответственном повышении количества впрыскиваемого в цилиндр топлива. Поскольку большее количество тепловой энергии сообщается газам, то, соответственно увеличивается и совершаемая ими за цикл работа, а соответственно и мощность двигателя. Наддув широко применяется для двигателей разнообразного назначения: судовых, тепловозных, автомобильных, тракторных и т.д.
Различают четыре вида наддува: механический, газотурбинный, комбинированный и инерционный. На практике применяется чаще всего газотурбинный наддув, так как он обладает весомым преимуществом по сравнению с механическим наддувом: привод компрессора осуществляется не от двигателя, а от энергии выпускных газов. Таким образом, в случае газотурбинного наддува отсутствуют потери мощности, а следовательно, к.п.д. двигателя с газотурбинным наддувом выше, чем у двигателя с механическим наддувом. При этом, в случае применения газотурбинного наддува, на пуске двигателя и при его работе на частичных режимах, характеристики наддува зависят от скорости движения газов. В качестве недостатка газотурбинного наддува следует отметить быструю загрязняемость проточных частей компрессора и турбины. Механический наддув, в свою очередь, обладает и некоторыми преимуществами по сравнению с газотурбинным: он обеспечивает хороший пуск и приемистость двигателя. Механический наддув часто применяется в составе комбинированного наддува. Использование так называемого инерционного или “резонансного” наддува (использование колебаний давления и кинетической энергии массы воздуха во всасывающем тракте двигателя) осуществляется крайне редко.

2.1 Расчет компрессора и турбины

Для термогазодинамического расчета турбокомпрессора используется стандартная методика расчета, представленная в источнике [8]. Целью проведения газодинамического расчета является определение геометрических размеров основных узлов и термогазодинамических параметров в характерных сечениях турбокомпрессора, обеспечивающего требуемую производительность и напор при заданной эффективности.

2.1.1 Расчет компрессора

На предварительном этапе расчета используется одномерная модель рабочего процесса. Схема ЦБК представлена на рис. 2.1.
Обозначение контрольных сечений на этом рисунке следующее:
Н – перед фильтром компрессора;
1 – на входе в рабочее колесо;
2 – на выходе из рабочего колеса;
3 – на выходе из безлопаточного (щелевого) диффузора;
г – на входе в отводящий патрубок;
к – на выходе из компрессора.
Центробежный компрессор снабжен фильтром 1. В рассматриваемой схеме между сечениями Н-Н и 1-1 неподвижный направляющий аппарат (ННА) отсутствует. Центробежный компрессор имеет однопоточное рабочее колесо 2. За РК 2 между сечениями 2-2 и 3-3 располагается щелевой (безлопаточный) диффузор 3.
За сечением 3-3 установлен спиральный сборник 4 с отводящим патрубком 5, который выполняются в виде конического диффузора.

Параметры окружающей среды и физические константы для воздуха приняты по данным теплового расчета. Компрессор радиально-осевой, с безлопаточным диффузором, одноступенчатый.
Основные данные для расчета:
– мощность N_e=100 кВт;
– частота вращения коленчатого вала n=5000 мин-1;
Массовый расход воздуха через двигатель
〖 G〗_в=(∝∙φ_п∙l_0∙N_e∙g_e)/(36∙〖10〗^5 ), (2.1)
где Ne – эффективная мощность, (кВт);
ge – удельный эффективный расход топлива, (кг/кВтч);
 – коэффициент избытка воздуха;
l_0- теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива;
φ_п=1,13 – коэффициент продувки;
G_в=(1,25∙1,13∙14,452∙100∙130)/(36∙〖10〗^5 )=0,0737 кг/с.
Плотность воздуха на входе в компрессор
ρ_0=(p_0∙〖10〗^6)/(R_b∙T_0 ); (2.2)
ρ_0=(0,1∙〖10〗^6)/(287∙293)=1,19 кг/м^3 .
Объемный расход воздуха через компрессор
Q_в=G_в/ρ_0 ; (2.3)
Q_в=0,0737/1,19=0,0619 〖нм〗^3/с.
Температура воздуха в сечении а_вх-а_вх
T_(а_вх )=T_0=293 К.
Давление воздуха в сечении а_вх-а_вх
p_(а_вх )=p_0-∆p_вс; (2.4)
p_(а_вх )=0,1-0,005=0,095 МПа,
где -∆p_вс=0,005- потери давления на всасывание в компрессор, МПа.
Степень повышения давления в компрессоре
π_к=p_к/p_(а_вх ) ; (2.5)
π_к=0,17/0,095=1,79,
где -p_к=0,17 МПа – давление наддувочного воздуха.
Выбирается компрессор ТКР – 5,5, с базовым диаметром колеса компрессора D2=0,055 м=55мм.
Коэффициент напора, а также КПД компрессора зависят от вида диффузора, используемого в компрессоре. Выбираем безлопаточный диффузор, обеспечивающий наибольшую надежность работы и простоту конструкции, в котором нет шаговой неравномерности потока за колесом, имеющей место в лопаточном диффузоре и вызывающей динамические напряжения в колесе.
Адиабатическая работа сжатия в компрессоре
L_(ад.к)=k/(k-1) R_b∙Т_(а_вх ) (〖π_к〗^((k-1)/k)-1); (2.6)
L_(ад.к)=1,4/(1,4-1) 287∙293(〖1,79〗^((1,4-1)/1,4)-1)=53400 Дж/кг.

Окружная скорость на наружном диаметре колеса компрессора
U_2=√(L_(ад.к)/H_(ад.к) 😉 (2.7)
u_2=√(53400/0,6=298 м/с,)
где H_(ад.к)=0,6 – коэффициент напора.
Частота вращения колеса компрессора
n_k=(60∙u_2)/(π∙D_2 ); (2.8)
n_k=(60∙298)/(3,14∙0,055)=103000 〖мин〗^(-1).
Температура воздуха на входе в колесо компрессора
T_1=T_(а_вх )+(〖c_(а_вх )〗^2-〖c_1〗^2)/〖2c〗_p , (2.9)
где c_(а_вх )=40 – скорость воздуха во входном сечении, м/с;
c_1=80 – абсолютная скорость потока перед колесом, м/с;
c_p=1005- теплоемкость воздуха при постоянном давлении, Дж/кг∙К;
T_1=293+(〖40〗^2-〖80〗^2)/(2∙1005)=290,6 К,
Потери в воздухоподводящем патрубке компрессора
L_rвх=(ξ_вх∙〖c_1〗^2)/2, (2.10)
где ξ_вх=0,04 – коэффициент потерь для патрубков с осевым входом,
L_rвх=(0,04∙〖80〗^2)/2=128 Дж/кг.
Показатель политропы nвх на участке входа воздуха в компрессор определяем из выражения
n_вх/(n_вх-1)=k/(k-1)-L_rвх/(R_b (T_1-Т_(а_вх ) ) ); (2.11)
n_вх/(n_вх-1)=1,4/(1,4-1)-128/287(290,6-293) =3,686, откуда n_вх=1,37.
Давление перед колесом компрессора
p_1=p_(а_вх )∙(〖T_1/Т_(а_вх ) )〗^(n_вх/(n_вх-1)); (2.12)
p_1=0,095∙(〖290,6/293)〗^(1,37/(1,37-1))=0,0915 МПа.
Плотность воздуха в сечении I-I
ρ_1=(p_1∙〖10〗^6)/(R_b∙T_1 ); (2.13)
ρ_1=(0,0915∙〖10〗^6)/(287∙290,6)=1,1 кг/м^3 .
Площадь поперечного сечения I-I
F_1=G_в/(с_1∙p_1 ); (2.14)
F_1=0,092/(80∙1,1)=0,00104 м^2.
Диаметр рабочего колеса на входе в компрессор
D_1=√(F_1/{0,785∙[1-〖(D_0/D_1 )〗^2 ]} ); (2.15)
D_1=√(0,00104/{0,785∙[1-〖0,3〗^2 ]} )=0,038 м,
где D_0/D_1 =0,3 – отношение диаметра втулки колеса к его диаметру на входе.
Диаметр втулки рабочего колеса компрессора
D_0=D_1∙D_0/D_1 ; (2.16)
D_0=0,038∙0,3=0,0114м.
Относительный диаметр втулки рабочего колеса
D_01=D_0/D_2 ; (2.17)
D_01=0,0114/0,055=0,207.
Относительный диаметр колеса на входе
D_11=D_1/D_2 ; (2.18)
D_11=0,038/0,055=0,690.
Относительный средний диаметр на входе в колесо
D_1ср=√((〖D_01〗^2+〖D_11〗^2)/2); (2.19)
D_1ср=√((〖0,207〗^2+〖0,690〗^2)/2)=0,5.
Число рабочих лопаток компрессора zk=12…25, диффузора zd=12…35 по прототипу.. Выбирается количество лопаток, при котором расчетный КПД компрессора достигает своего максимума. zk , zd – не кратны друг другу. Если выбран безлопаточный диффузор, zd не определяется.
Коэффициент мощности для осерадиальных колес
μ=1/[1+2/3∙π/z_k ∙1/((1-〖D_1ср〗^2 ) )] ; (2.20)
μ=1/[1+2/3∙3,14/14∙1/((1-〖0,5〗^2 ) )] =0,84,
где z_k=14 – число лопаток рабочего колеса компрессора.
При проведении газодинамического расчета определяются величины и направление скорости потока в характерных сечениях ЦБК, соответствующие заданным величинам к*, Нz и к. В процессе расчета уточняются площади и размеры проходных сечений проточной части, а также проверяется попадание величин основных кинематических параметров потока (W1, С2 и т.д.) в интервалы рекомендуемых значений.
Исходными данными для газодинамического расчета являются результаты предварительного расчета:
– основные геометрические параметры проточной части ЦБК;
– давления и температуры на входе (рв* = 98,8 кПа, Тв* = 288 К) и на выходе (рк* = 197,6 кПа, Тк* = 369,9 К);
– изоэнтропический (Нs = 63,36 кДж/кг) и затраченный (Нz = 82,3 кДж/кг) напоры.
Газодинамический расчет начинается с определения параметров на входе в РК. В данной работе рассчитывается схема ЦБК, в которой перед РК нет ННА.
Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса
c_2u=μ·u_2; (2.21)
c_2u=0,84·298=250 м/с.
Радиальная составляющая абсолютной скорости
c_2r=0,3·u_2; (2.22)
c_2r=0,3·298=89,5 м/с.
Абсолютная скорость воздуха на выходе из колеса
c_2=√(〖c_2u〗^2+〖c_2r〗^2;) (2.23)
c_2=√(〖250〗^2+〖89,5〗^2 )=266 м/с.
Температура воздуха на выходе из колеса
T_2=T_1+((μ+∝_f-μ^2/2)∙〖u_2〗^2)/c_p ; (2.24)
T_2=290,6+((0,84+0,05-〖0,84〗^2/2)∙〖298〗^2)/1005=338 К,
где ∝_f=0,05 – коэффициент дисковых потерь.
Давление воздуха на выходе из колеса
p_2=p_1∙(〖T_2/T_1 )〗^(n_к/(n_к-1)); (2.25)
p_2=0,0915∙(〖338/290,6)〗^(1,5/(1,5-1))=0,143 МПа.
Плотность воздуха за рабочим колесом
ρ_2=(p_2∙〖10〗^6)/(R_b∙T_2 ); (2.26)
ρ_2=(0,143∙〖10〗^6)/(287∙338)=1,47 кг/м^3 .
Высота лопаток рабочего колеса на диаметре D2
b_2=G_в/(π∙D_2∙c_2r∙ρ_2 ); (2.27)
b_2=0,092/(3,14∙0,055∙89,5∙1,47)=0,0040 м.
Относительная высота лопаток в выходном сечении колеса:
b_21=b_2/D_2 ; (2.28)
b_21=0,0040/0,055=0,072 м.
Относительная ширина колеса компрессора:
B=B/D_2 ; (2.29)
B=0,0225/0,055=0,4 м,
где B=0,0225 – ширина колеса компрессора, м.
Щелевой (безлопаточный) диффузор ЦБК предназначен для частичного преобразования кинетической энергии потока воздуха, выходящего из РК, в потенциальную энергию давления. Безлопаточный диффузор имеет форму кольцевой щели, которая образована плоскими стенками. Т.к. за безлопаточным диффузором нет лопаточного диффузора, то принимают b3 = (0,9…1,0)b2.
Параметры потока на выходе из безлопаточного диффузора определяются следующим образом.
Значение коэффициента потерь щелевого диффузора обычно располагается в диапазоне щ.д.=0,08…0,15. Большие значения соответствуют случаю, когда в схеме ЦБК отсутствует лопаточный диффузор, поэтому принимаем щ.д.=0,15.

Ширину безлопаточной части диффузора принимаем равной высоте лопаток колеса на выходе
b3=b2=0,0040 м.
Наружный диаметр безлопаточного диффузора
D31=D_3/D_2 =1,14 – относительный наружный диаметр безлопаточного диффузора,
D3=D2·D31;
D3=0,055·1,14=0,0627 м.
Абсолютная скорость на выходе из безлопаточного диффузора
c_3=(c_2∙b_2)/(D_31∙b_3 ); (2.30)
c_3=(266∙0,004)/(1,14∙0,004)=233 м/с.
Давление за лопаточным диффузором
p_4=p_aвх∙π_к; (2.31)
p_4=0,095∙1,79=0,17 МПа.
Показатель политропы сжатия в диффузорах принимаем nд=1,7.
Температура воздуха за лопаточным диффузором
T_4=T_2∙(〖p_4/p_2 )〗^((n_д-1)/n_д ); (2.32)
T_4=338∙(〖0,17/0,143)〗^((1,7-1)/1,7)=363 К.
Скорость воздуха на выходе из лопаточного диффузора
c_4=√(с_2^2-(T_4-T_2)2c_p ); (2.33)
c_4=√(〖266〗^2-(363-338)2∙1005)=143 м/с.
Ширина лопаточного диффузора на выходе
b_4=(b_3+(D_4-D_3 )tg∝)/2; (2.34)
где ∝=6°- угол раскрытия стенок лопаточного диффузора,

b_4=(0,004+(0,0825-0,0627)tg6°)/2=0,0052м.
Схема спирального сборника в виде несимметричной улитки с одним выходным патрубком. Течение воздуха в спиральном сборнике носит сложный характер. Окружная скорость потока и давление изменяются по радиусу. Поэтому при выполнении проектного газодинамического расчета сборной улитки делается ряд упрощающих предположений.
Считают, что радиальная составляющая скорости потока существенно меньше окружной и поэтому скорость потока определяется в основном его окружной составляющей.
Изменение окружной составляющей скорости потока подчиняется закону постоянной циркуляции Сur = const. Плотность воздуха при его движении в спиральном сборнике остается практически постоянной и равной 4. Предполагается также, что в выходном сечении сборной улитки г – г параметры потока равномерны по сечению.
Определение параметров потока на выходе из сборной улитки проводится в следующей последовательности.
1) Значение относительного радиуса центра тяжести выходного сечения располагается в диапазонеRГ = RГ/R4 = 1,03…1,3. ПринимаемRГ = 1,2.
2) Диаметр расположения центра сечения на выходе из спирального сборника
Скорость воздуха на выходе из воздухосборника
c_5=c_4=143 м/с.
Потери в воздухосборнике
L_rул=(ξ_ул∙〖c_4〗^2)/2, (2.35)
где〖 ξ〗_ул=0,15 – коэффициент потерь в воздухосборнике,
L_rул=(0,15∙〖143〗^2)/2=1534 Дж/кг.

Последним элементом по ходу воздушного потока в проточной части компрессора является выходной патрубок, расположенный между сечениями г-г и к-к (см. рис. 2.1). К нему стыкуется воздушная магистраль ДВС. Площадь поперечного сечения выходного патрубка характеризуется небольшой степенью диффузорности. Выходной патрубок называется коническим диффузором. Угол раскрытия конического диффузора кд=2arctg[(dк–dг)/2Lкд] не превышает 10…12.
Давление на выходе из улитки
p_5=p_4 (〖1-L_rул/(R_b∙T_4 )∙(k-1)/k)〗^(k/(k-1)); (2.36)
p_5=0,17(〖1-1534/(287∙363)∙(1,4-1)/1,4)〗^(1,4/(1,4-1))=0,167 МПа.
Действительная степень повышения давления в компрессоре
π_к=p_5/p_(а_вх ) ; (2.37)
π_к=0,167/0,095=1,76.
Адиабатический КПД компрессора
η_(ад.к)=(T_0 (〖π_к〗^((k-1)/k)-1))/(T_4-T_0 ); (2.38)
η_(ад.к)=(293(〖1,76〗^((1,4-1)/1,4)-1))/(363-293)=0,73.
При профилировании рабочего колеса ЦБК решается две задачи. Во первых, формируется канал в меридиональной плоскости и, во вторых, профилируется входная часть лопаток РК.
Профилирование канала рабочего колеса в меридиональной плоскости
В качестве исходных данных принимаются полученные ранее диаметры D1вт, D1пер, D2, высоты канала на входе b1 и на выходе b2 из РК. Форма канала РК в меридиональной плоскости приведена на рис. 2.2. Прямолинейные участки внутренней стенки канала на входе и выходе из РК сопряжены дугой окружности радиусом Rm в точках А и В.
Оценка недостающих геометрических параметров проводится следующим образом. Угол наклона внутренней стенки канала на входе в РК выбирается из диапазона 1¬ = 0…15, а на выходе из РК – 2 = 5…10. Относительный осевой размер канала РКSРК = SРК/D2 находится в диапазоне 0,20…0,35, а диаметр на котором располагается точка сопряжения В, определяется с помощью соотношения DВ = (0,75…0,85)D2.
Внутренний контур канала РК в меридиональной плоскости вычерчивается в следующей последовательности (см. рис. 6.5). На горизонтальной линии откладывается ширина канала . Из точки D восстанавливается перпендикуляр DE протяженностью (D2-D1ВТ)/2. На нем откладывается отрезок DF=(DВ-D1ВТ)/2. Через точку F проводится горизонтальная линия. С этой линией в точке В пересекается прямая ЕВ, проведенная к линии ED под углом .

Из точки В восстанавливается перпендикуляр к линии ЕВ длиной ОВ=Rm. Затем радиусом Rm выполняется дуга окружности с центром в точке О. К этой дуге из точки С проводится касательная СА. В результате получается внутренний контур канала.
Внешний контур канала получается при проведении ряда вспомогательных окружностей, касательных к внутреннему и внешнему контуру, при плавном изменении диаметров окружностей от d=b1 на входе до величины d=b2 на выходе.
Адиабатическая работа, определенная по действительной степени повышения давления
L_(ад.к)=k/(k-1)∙R_b∙T_(а.вх) (〖π_к〗^((k-1)/k)-1); (2.39)
L_(ад.к)=1,4/(1,4-1)∙287∙293(〖1,76〗^((1,4-1)/1,4)-1)=51592 Дж/кг.
Мощность, затрачиваемая на привод компрессора
N_к=(L_(ад.к)∙G_в)/(1000η_(ад.к) ); (2.40)
N_к=(51592∙0,0737)/(1000·0,73)=5,2 кВт.
Затем центроида разбивается на n участков (обычно 8…12) и находится на границе каждого участка значенияFi и Fi = F1Fi (см. таблицу 2.1).
Формирование внешнего контура канала осуществляется в следующей последовательности. Внутренний контур разбивается на n (в рассматриваемом случае n=10) отрезков (см. рис. 2.2). На входе в канал вписывается окружность диаметром b1, касательная внутреннего контура в точке 1. Затем намечается центр окружности того же диаметра, но касательный внутреннего контура в точке 2. Замеряется диаметр D, на котором располагается этот центр, и его величина записывается в табл. 6.2. Определяется ширина канала у точки 2 по формуле d=F/πD и уже этим диаметром d вписывается окружность, касательная внутреннего контура в точке 2. Далее, перемещаясь к точке 3, намечается центр окружности предыдущего диаметра, касательной внутреннего контура в точке 3. Затем  определяется диаметр D расположения этого центра и уточняется ширина канала d у точки 3, которым и выполняется окружность, касательная внутреннего контура в точке 3. Таким образом, вписывание окружностей осуществляется вплоть до выхода из канала. Внешний контур канала вычерчивается плавной (лекальной) кривой, касательной вписанных окружностей.
Рисунок 2.2 – Построение внешнего контура канала РК в меридиональной плоскости (масштаб 2:1)

Профилирование входной части рабочих лопаток обеспечивает безударный вход потока на лопатки, отсутствие обратных токов и отрыв потока в межлопаточных каналах. При этом обеспечивается уровень потерь, не превышающий принятый в газодинамическом расчете.
В качестве исходных данных используются число лопаток РК ZРК и значения угла 1, полученные на различных диаметрах в газодинамическом расчете.
Требуется построить решетки профилей в трех контрольных сечениях (см. рис. 6.7) на диаметрах D1вт =D1вт +(2…3) мм, D1ср и D’1пер=D1пер–(2…3) мм.
Значения угла 1 в контрольных сечениях определяются с помощью графика зависимости 1 = f(D1), построенного на основании результатов газодинамического расчета, и сводятся в таблицу 2.2
Входные кромки лопаток должны обеспечивать угол атаки i=1л–1 в диапазоне от 0 до 5. Поэтому 1л=1+i.
Значения лопаточного угла 2л в месте контакта лопатки с диском РК находятся по зависимости 2л = f(D1), задаваемой из условия обеспечения наименьших потерь в межлопаточном канале. В первом приближении можно задаться постоянным углом 2л = 90 на участке от Dпер до Dср и линейным его уменьшением от 90 до 1л вт на участке от Dср до Dвт.
Значения ширины решетки S1 в различных контрольных сечениях определяются по форме канала РК в меридиональной плоскости. Угол изгиба профиля  находится как разность =2л–1л, а угол установки профиля равен уст=0,5(2л+1л).
Радиус входной кромки профиля выбирается из диапазона r1=0,2…0,3 мм, а угол ее заострения – из интервала 1=5…10.

Описание конструкции турбокомпрессора

На рисунке 2.5 изображен продольный разрез турбокомпрессора на котором: к валу 10, справа, при помощи сварного соединения, прикреплено рабочее колесо турбины 8, а слева с натягом насажено и закреплено с помощью гайки 17 рабочее колесо компрессора 16. Вал вращается в подшипниках 2, которые в свою очередь находятся в корпусе 1. Рабочее колесо турбины находится в корпусе(улитке) 6, который крепится к корпусу соплового аппарата 5 при помощи винта 3 и скобы 4, в котором находятся лопатки соплового аппарата 9. Рабочее колесо компрессора , так же как и колесо турбины, находится в корпусе(улитке) 21 и крепится скобой и винтом к корпусу лопаточного диффузора 15, между ними находится уплотнительное кольцо улитки 22.
Рисунок 2.5 – Турбокомпрессор, продольный разрез

В корпусе лопаточного диффузора находятся лопатки диффузора 20. Между корпусом подшипников и рабочим колесом компрессора находится уплотнительная муфта 19 на которую одето уплотнительное кольцо 14 для предотвращения попадания масла в полость корпуса рабочего колеса компрессора. Уплотнительная муфта прижимает шайбу 13, а также опирается на упорный подшипник 12. Турбокомпрессор крепится к выпускному трубопроводу при помощи фланца 7. Вход воздуха обеспечивается при помощи патрубка 18. Подвод масла к корпусу подшипников осуществляется при помощи штуцера 23, который закреплен винтом 24, а отвод при помощи сливного патрубка 11.

2.2 Расчет охладителя наддувочного воздуха

2.2.1 Выбор теплообменника

Сжатие воздуха в центробежном компрессоре неизбежно приводит к росту температуры воздуха, поступающего в цилиндры двигателя и, тем самым, к повышению температуры рабочего цикла, что ограничивает увеличение литровой мощности двигателя. Снижение температуры воздуха позволяет уменьшить температуру теплонапряженных деталей, повысить надежность их работы и улучшить топливную экономичность двигателя. Для данного типа двигателя и турбины выбираем следующую конструкцию теплообменника – воздух-жидкость. Теплообменник выполнен в виде отдельного агрегата, соединенного с системой охлаждения двигателя.

2.2.2 Расчет параметров теплоносителей

Температура горячего теплоносителя и так далее