車用發(fā)動機的廢氣渦輪增壓器設計【含CAD圖紙】,含CAD圖紙,發(fā)動機,廢氣,渦輪,增壓,設計,cad,圖紙 車用發(fā)動 機的廢氣渦輪增壓器設計 摘 要 目前，由于排放標準變的更加嚴格，歐洲的 80%的內(nèi)燃機車是經(jīng)過渦輪增壓的，在不久的將來，這個數(shù)字有望接近 100%。本論文根據(jù)柴油機的已知參數(shù)， 設計出最優(yōu)化的渦輪增壓器，并對設計出的渦輪增壓器進行校核計算，得出最佳的設計型號。同時，在理論上分析出使用渦輪增壓器對柴油機主要參數(shù)的影響， 從而得出使用渦輪增壓器可以降低柴油機排放。 關鍵詞：柴油發(fā)動機，渦輪增壓，汽車，扭矩，排放 -I- 車用發(fā)動機的廢氣渦輪增壓器設計 Abstract Currently, 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 錄 第一章 前 言. I 1.1 研究背景 1 1.2 研究意義 2 1.3 工作原理 3 1.4 技術探討 3 第二章 渦輪增壓器選型. 5 2.1 已知參數(shù) 5 2.2 各零部件型號確定 5 第三章 設計計算. 12 3.1 壓氣機的設計計算 12 3.2 徑流式渦輪的計算 21 第四章 設計分析及展望. 29 4.1 增壓對柴油機主要參數(shù)的影響 29 4.2 前景展望 31 參 考 文 獻. 33 致 謝. 34 -I- 第一章 前 言 1.1 研究背景 由于中國巨大的汽車市場的迅速成長，匯合科技進步成果，將引領汽車行業(yè)新的大發(fā)展。在環(huán)境保護壓力下，當代汽車發(fā)動機電子技術、渦輪增壓技術的迅猛發(fā)展與渦輪增壓器制造技術的發(fā)展互相作用，促進了渦輪增壓器行業(yè)的迅速發(fā)展。今天的渦輪增壓器行業(yè)已經(jīng)是一個年產(chǎn)值幾十億美元的技術密集、資金密集產(chǎn)業(yè)，它已經(jīng)影響、而且必將不斷影響我們的生活。 內(nèi)燃機渦輪增壓技術的應用至今已有 70 多年的歷史。早在 1923 年，瑞士ABB 公司生產(chǎn)的廢氣渦輪增壓器就開始應用在曼公司的船用柴油機上，它使該發(fā)動機功率陡然提高了 40%，一時引起各方面很大的興趣。但是直到 50 年代初， 渦輪增壓技術才開始進入汽車發(fā)動機領域。1953 年，美國葛瑞特（Garrett）公司的渦輪增壓技術在提高柴油機功率、改善燃油經(jīng)濟性方面前景十分廣闊。 從 60 年代起，國外開始在汽車用柴油機上大量采用渦輪增壓技術的研究， 并取得了一定的進展。例如美國的葛瑞特公司在 1962 年生產(chǎn)了一種 T5 型渦輪增壓器，安裝在奧滋莫比汽車發(fā)動機上，使其功率從自然進氣的 116kw 提高到增壓機型的 160kw。從 60 年代末到 70 年代，以美國為代表的發(fā)展國家開始逐步健全和貫徹嚴格的汽車排放法規(guī)，這強制地推動了汽車渦輪增壓技術以及后來出現(xiàn)的 增壓中冷技術的應用和發(fā)展，客觀上有效地改善了汽車柴油機的效率，降低了尾氣中 No x 的排放量。到 70 年代后期，國外汽油機渦輪增壓技術取得了突破性的 進展，可調(diào)增壓和電控燃油噴射等新技術的應用有力地促進了渦輪增壓技術在車用汽油機上的應用和發(fā)展。例如 1979 年，日本開始正式銷售以增壓汽油機為動 力的轎車，并于 80 年代中期得到大量推廣與應用。 從 80 年代開始，渦輪增壓技術在汽車上的應用領域穩(wěn)步擴大，使車用發(fā)動機在增壓器設計、制造和材料等方面都取得了長足的發(fā)展。這一階段，世界主要的小型渦輪增壓器生產(chǎn)商相繼推出了一系列新技術，例如前傾后彎壓氣機葉輪、各種廢氣放氣閥、可變幾何渦輪增壓器等，都是這一時期的產(chǎn)物。它們一出現(xiàn)就在實際中推廣應用并得到迅速完善。 進入 90 年代后，上述渦輪增壓技術的應用和發(fā)展進一步成熟，其性能和可靠性指標均有較大提高，逐步進入商品階段。同時。其它形式的增壓技術也得到了相應的發(fā)展。例如氣波增壓等技術也開始逐步在小排量發(fā)動機和有特殊要求的發(fā)動機上得到應用。氣波增壓器經(jīng)過不斷改進后，近年來已經(jīng)從過去主要用于拖 -33- 拉機、貨車、工程機械等領域，逐步向轎車柴油機領域發(fā)展，并取得了引人注目的成功。由于取消了皮帶傳動，其燃油經(jīng)濟性可與渦輪增壓器相媲美，在發(fā)動機低速工況下的熱效率甚至高于渦輪增壓器的壓氣機效率。例如，奔馳公司的DW602A 型發(fā)動機上使用氣波增壓器后，其低速性能明顯改善，排放煙度有所降低。90 年代的另一個發(fā)展動態(tài)是機械增壓器的“回潮” 。因為汽油機轉(zhuǎn)速范圍不斷拓展，渦輪增壓器與之匹配有一定困難，而且在應用于轎車上的時候，轎車對于發(fā)動機的加速性能要求很高，所以機械渦輪增壓器又開始顯示出一定的優(yōu)勢，同時技術發(fā)展為機械渦輪增壓器在轎車發(fā)動機上應用提供了可能。 總之，近 20 年來，車用發(fā)動機渦輪增壓技術發(fā)展和應用的速度是十分驚人的。目前，美國、日本、澳大利亞和歐洲發(fā)達國家生產(chǎn)的重型汽車柴油機，使用增壓器的比例已經(jīng)達到了 100%，中小型汽車柴油機采用增壓器的比例也平均達到 80%以上，轎車柴油機采用渦輪增壓器的比例也在持續(xù)增長。據(jù)統(tǒng)計，目前世界上的各種增壓器的年產(chǎn)量約 460 萬臺，它們主要由美國聯(lián)信渦輪增壓系統(tǒng)公司、施韋策公司、康明斯公司，德國的 KKK 公司，日本的三菱重工、小松制作所、豐田、日立、日產(chǎn)，瑞士的 ABB 公司等世界著名企業(yè)生產(chǎn)和銷售。它們不僅在規(guī)模上占據(jù)了世界領先地位，而且在技術開發(fā)上也位居世界前列。 1.2 研究意義 帶有廢氣渦輪增壓器的發(fā)動機，不僅提高輸出功率，改善燃油經(jīng)濟性，節(jié)約能源，而且還可以降低發(fā)動機的噪音及廢氣中的有害成分。今年來，增壓技術在發(fā)動機上得到了廣泛的應用，裝有增壓器的柴油機也越來越多。 其實渦輪增壓主要是為了提高發(fā)動機的進氣量，從而提高發(fā)動機的功率和扭矩，讓車子更有勁。一臺發(fā)動機裝上渦輪增壓器后，其輸出的最大功率與未裝增壓器的相比，可增加大約 40%，甚至更多。這意味著一臺尺寸和重量相同的發(fā)動機經(jīng)增壓后可以產(chǎn)生較多的功率，或者說，一臺小排量的發(fā)動機經(jīng)增壓后，可以產(chǎn)生較大排量發(fā)動機相同的功率。另外，發(fā)動機在采用了增壓技術后，還能提高燃油經(jīng)濟性和降低尾氣排放。 鑒于以上優(yōu)點，對渦輪增壓器的研究有很大的實際意義。不過，發(fā)動機在采用廢氣渦輪增壓技術后，工作中產(chǎn)生的最高爆發(fā)壓力和平均溫度將大幅度提高， 從而使發(fā)動機的機械性能、潤滑性能都會受到影響。為了保證增壓發(fā)動機在較高的機械負荷和熱負荷條件下，能可靠耐久地工作，必須在發(fā)動機主要熱力參數(shù)的選取、結構設計、材料、工藝等方面做必要的改進，在潤滑油的選擇上也應提高質(zhì)量級別，而不是簡單地在發(fā)動機上裝一個增壓器就行了。 1.3 工作原理 圖 １.１ 廢氣渦輪增壓器主要由左端的葉輪和右端的渦輪組成，當發(fā)動機正常工作時，從發(fā)動機排氣門排出的廢氣及排氣管進入到廢氣渦輪增壓器右端，從而吹動渦輪高速旋轉(zhuǎn)。渦輪轉(zhuǎn)速高的可達 10 萬轉(zhuǎn)，而日本一些廢氣渦輪增壓器的渦輪 轉(zhuǎn)速可達 12 萬轉(zhuǎn)。 與渦輪同軸的左端葉輪也同時做高速旋轉(zhuǎn)，葉輪左端的黑色箭頭代表從空氣濾清器過來的新鮮空氣形成增壓。增壓后的新鮮空氣要首先經(jīng)過中冷器進行冷卻，因為葉輪的攪動升高了空氣的溫度，從而降低了空氣的密度，為了保證進氣量，因此必須對增壓后的高溫氣體實行冷卻。 經(jīng)過中冷器的空氣在經(jīng)過進氣管后再進入汽缸開始工作。渦輪增壓由于進氣壓力高，因此在排氣過程中能夠充分掃清上一循環(huán)工作過程中的殘余廢氣，達到了排氣干凈的目的，并能為下一次燃燒做好準備，也利于下一次燃燒充分，從而減少有害物質(zhì)的排放。這是它的另一個非常突出的優(yōu)點。 1.4 技術探討 由于經(jīng)過渦輪增壓器增壓后的氣體，溫度、壓強都較高，渦輪增壓器多數(shù)情況下應用在柴油機上。柴油機采用渦輪增壓器可以提高柴油機的功率、改善經(jīng)濟 性、減小機器單位馬力體積和降低單位馬力重量。 現(xiàn)有的增壓器，一般采用離心式壓氣機，故可根據(jù)采用渦輪機型號的不同， 把渦輪增壓器分為兩大類：軸流式渦輪增壓器和徑流式渦輪增壓器。 軸流式渦輪機 氣體在其中是沿著平行于工作輪旋轉(zhuǎn)軸的方向運動。徑流式渦輪機 氣體在其中是沿著垂直于工作輪旋轉(zhuǎn)軸的方向運動。 當氣體沿著旋轉(zhuǎn)軸中心向工作輪緣方向運動時，稱為離心式渦輪機；當氣體由工作輪外緣向轉(zhuǎn)軸中心方向運動時，則稱為向心式渦輪機。 因為在相同的條件下，徑流式渦輪機比離心式渦輪機的效率高，且能發(fā)出較大的功率，所以，在徑流式渦輪增壓器中，一般采用徑流向心渦輪機。徑流向心渦輪機還可以按其工作輪葉片形狀分為：具有徑向葉片的向心渦輪機；具有彎曲葉片的向心渦輪機。 此外，渦輪增壓器按其能量的利用方式可分成等壓增壓和脈沖增壓兩種： （1） 等壓增壓 等壓增壓就是將所有各缸的廢氣首先排到一個容積較大的排氣總管中，再由排氣總管流入廢氣渦輪。由于排氣總管起到穩(wěn)壓器的作用，進入渦輪前的氣體壓力脈動較小。這種增壓方式不能將廢氣能量全部利用，只能利用廢氣在渦輪中的膨脹功。等壓增壓的優(yōu)點是排氣管結構簡單，并能保證渦輪有較高的效率。這種增壓方式一般用于大型高增壓柴油機。 （2） 脈沖增壓 脈沖增壓是將排氣管做成分支型式，各分支的排氣管分別與渦輪進口相連接，因此脈沖增壓的渦輪有多個進氣口。 目前在作柴油機的低、中增壓設計時，廣泛采用脈沖渦輪，有時還在高增壓設計中采用，以改善柴油機低負荷時的性能，但脈沖渦輪的效率較低。 第二章 渦輪增壓器選型 2.1 已知參數(shù) 豐田柴油機主要技術參數(shù)： 缸徑 x 行程 mm 96x103 排量 ml 2982 最大功率 kw(r/min) 96(3600) 最大扭矩 N.m(r/min) 290(2000) 汽缸數(shù)及分布 L4 標定工況平均有效壓力 Mpa 1.073 此柴油機屬于中、小型的，故用單級渦輪增壓，采用徑流式渦輪、離心式壓氣機，有四個汽缸故選用脈沖增壓。 2.2 各零部件型號確定 2.2.1 離心式壓氣機 壓氣機有軸流式和離心式之分。由于離心式壓氣機結構緊湊、質(zhì)量輕以及在較寬的流量范圍內(nèi)能保持較好的效率，對于小尺寸壓氣機，效率優(yōu)于軸流式。因此，采用離心式壓氣機。 圖 2-1 離心式壓氣機結構 1-進氣道 2-壓氣機葉輪 3-壓氣機渦殼 4-擴壓器 2.2.1.1 進氣道 軸向進氣道氣流沿轉(zhuǎn)子軸向不轉(zhuǎn)彎進入壓氣機，其結構簡單、流動損失小， 故采用此種方式。 2.2.1.2 壓氣機葉輪 壓氣機葉輪分為導風輪和工作葉輪兩部分，中、小型渦輪增壓器兩者做成一體。半開式葉輪只有輪盤，沒有輪蓋，其性能介于開式和閉式之間。但其結構簡單，制造方便，且強度和剛度都較高，故采用半開式葉輪。 圖 2-2 壓氣機葉輪的結構形式a） 開式 b）半開式 c）閉式 d）星形 前傾后彎式葉片,其葉片沿徑向后彎的同時還向旋轉(zhuǎn)方向前傾。這種葉輪不僅壓氣機效率高，而且效率范圍寬廣，故采用此種 圖 2-3 前傾后彎式葉輪 2.2.1.3 擴壓器 在工況范圍變化不大的大、中型渦輪增壓器上，常采用無葉擴壓器和葉片擴壓器的組合形式。氣流先經(jīng)過無葉擴壓器，再進入葉片擴壓器，氣流的動能主要在葉片擴壓器中轉(zhuǎn)化為壓力能。故本次采用無葉擴壓器和有葉擴壓器結合的裝置。 2.2.1.4 壓氣機渦殼 變截面渦殼的截面面積沿周向越接近出口越大，符合越接近出口收集的空氣越多這一規(guī)律。因此，流動損失小，效率較高。變截面渦殼的最大優(yōu)點是外形尺寸小，對渦輪增壓器尺寸的小型化非常有利，因而采用此種。 圖 2-4 變截面渦殼 2.2.2 渦輪 2.2.2.1 徑流式渦輪 燃氣的流動方向是近似沿徑向由葉輪輪緣向中心流動，在葉輪出口處轉(zhuǎn)為軸向流出。徑流式向心渦輪有較大的單級膨脹比，因此結構緊湊、質(zhì)量輕、體積小， 在小流量范圍渦輪效率較高，且葉輪強度好，能承受很高的轉(zhuǎn)速，在中、小型渦輪增壓器上應用廣泛。 圖 2-5 徑流式渦輪 渦輪主要由進氣殼、噴嘴環(huán)、工作葉輪和排氣殼等部件組成。 2.2.2.2 進氣殼 徑流式向心渦輪的進氣殼，一般與排氣殼連在一起。進氣道設置在噴嘴環(huán)徑向的周圍，離進氣口越遠，流通截面越小，以使流量沿圓周均勻地分布。由于切向進氣流動損失小，因此多采用切向進氣方式。由于本次設計的是脈沖增壓，故選用雙通道 360 度全周進氣，如下圖： 圖 2-6 雙通道 360 度全周進氣 2.2.2.3 噴嘴環(huán) 徑流式向心渦輪的噴嘴環(huán)，根據(jù)有無噴嘴葉片分為無葉噴嘴環(huán)和有葉噴嘴環(huán)。采用有葉噴嘴只需更換噴嘴就可得到適應不同發(fā)動機要求的變型產(chǎn)品，有利于渦輪增壓器的系列化，故采用有葉噴嘴環(huán)。 圖 2-7 有葉噴嘴環(huán)結構 2.2.2.4 工作葉輪 徑流式向心渦輪的葉輪，一般采用半開式，故選用半開式，葉型采用拋物線 型 2.2.2.5 排氣殼 為了減小氣體的余速損失，提高渦輪效率，渦輪排氣殼為一擴壓段。擴壓段 的形狀與尺寸由葉輪出口的葉輪直徑和輪轂直徑?jīng)Q定，擴張角一般為 8~10 度。 2.2.3 軸承 2.2.3.1 軸承的布置 軸承在渦輪增壓器上的布置形式，決定了渦輪和壓氣機工作輪以及軸承的相互位置。一般有四種布置形式，如下圖 ： 圖 2-8 軸承在渦輪增壓器上的布置方式 a） 外支撐 b）內(nèi)支撐 c）d）內(nèi)外支撐 e）懸臂支撐 內(nèi)支撐軸承分布主要優(yōu)點是：渦輪增壓器的結構較簡單，質(zhì)量和尺寸都較?。?壓氣機能軸向進氣，流阻損失減小；清洗兩工作比較容易，且不會因軸承而破壞轉(zhuǎn)子的平衡。綜合考慮故選用內(nèi)支撐軸承分布。 2.2.3.2 軸承的選擇 浮動軸承又稱浮動環(huán)。浮動軸承工作時，浮動環(huán)和軸頸、浮動環(huán)和軸承座之間都有一定間隙并均充滿油膜，軸承上有孔使內(nèi)外油膜相通。浮動環(huán)內(nèi)外都有間隙，可以增加潤滑油量，以降低軸承工作溫度。同時，由于浮動環(huán)內(nèi)外都有油層存在，因而具有彈性，可以削減轉(zhuǎn)子的振動。由于浮動環(huán)轉(zhuǎn)動，降低了相對于轉(zhuǎn)軸的運動速度，因而更適合于高轉(zhuǎn)速下工作，在小型高速徑流式渦輪增壓器中得到廣泛應用，因此選用浮動軸承。另外潤滑方式選用壓力潤滑方式，和柴油機共用潤滑系統(tǒng)。 圖 2-9 浮動軸承工作示意圖 1-轉(zhuǎn)軸 2-浮動軸承 3-軸承座 2.2.4 密封裝置 本次設計的是小型渦輪增壓器，由于結構緊湊，不利于安排迷宮式，因此采用密封環(huán)密封輔以甩油盤和擋油盤相結合的密封裝置。見下圖： 圖 2-10 a）渦輪端密封結構 b）壓氣機端密封結構 1-軸 2-密封環(huán)支撐 3-擋油板 4-o 形橡膠密封圈 5-中間殼 6-油腔堵蓋 7-密封環(huán) 8-壓氣機葉輪 9-渦輪葉輪 第三章 設計計算 3.1 壓氣機的設計計算 已知 空氣流量 G c =2Kg/s 壓縮比 p c =2.4 0 環(huán)境壓力 P =1.01 ′ 10 5 Pa 環(huán)境溫度 T 0 =293K 3.1.1 導風輪計算 等熵壓縮功 Lcs = k k - 1 R g T 0 （ 1.4 K C K -1 -1）  1.4-1 = 1.4 - 1 ′ 286.8′ 293(2.4 1.4 -1) =83581.5(J) 選取壓頭系數(shù) H c =0.70 工作輪外徑處圓周速度 u2= =345.5( m s ) 導風輪進口前軸向氣流速度 c1a =0.32′u2 = 110.6 ( m s ) 導風輪進口前氣流溫度 T1 =T c 2 - 1a 0 2010 =286.9(K) 選取進氣道多變指數(shù) n1 =1.37 T n1 導風輪進口前氣體壓力 p1 =p ( 1 ) n1 -1 0 T0 導風輪進口前氣體比重 r1 = =9.3′ 10 4 (Pa) p1 R T g 1 = 9.3 ′104 286.8 ′ 286.9 導風輪進口前截面面積 F =1.13( Kg 1 = Gc c1a g 1 m2 ) = 2 110.6 ′1.13 =160(Cm 2 ) 選取導風輪葉片數(shù) Z H =18 堵塞系數(shù)Z1 =0.90 導風輪進口后氣流軸向速度 c ` = c1a 1a z 1 = 110.6 0.90 =122.9 選取輪徑比 D10 D2 =0.208 D1H D2 =0.71 輪徑比 D1m D2 = =0.527 工作輪外徑 D 2 = = =210(mm) 壓氣機轉(zhuǎn)速 n c = 60u2 pD 2 = 60 ′ 345.5 3.14 ′ 210 ′10-3 =31438( r min ) 輪轂直徑 D10 =D 2 ( D10 ) D 2 =210′ 0.208 =44(mm) 導風輪進口外徑 D1H = D 2 ( D1H ) D 2 =210′ 0.71 =149(mm) 導風輪進口平均直徑 D1m = D 2 ( D1m ) D 2 =210′ 0.527 導風輪進口外徑周速 u =110(mm) = D1H u D 1H 2 2 =0.71′ 345.5 =245( m s ) 導風輪進口平均直徑外周速 u1H = D1m u 2 D2 輪轂處周速 u10  = D10 u 2 D2  =0.527′ 345.5 =182( m s ) =0.208′ 345.5 =72( m s ) 1H 導風輪進口外徑處相對速度 W` = = W `  = =274( m s ) 馬赫數(shù) M  1H W ` 1H = 274 1.4 ′ 286.8 ′ 286.9 =0.807( m s ) c ` 導風輪進口氣流角b =arctg 1a = arctg  122.9  = 26.60 u 1H 1H 245 導風輪進口氣流角b1m c ` = arctg 1a = arctg u1m 122.9 182  = 340 導風輪進口氣流角b1o 3.1.2 工作輪計算 c ` = arctg 1a = arctg u1o 122.9 72  = 59.50 工作輪葉片數(shù) Z c =Z H =18 功率系數(shù) = 1 1 + 2p . 1 3Zc = 1 - ( D1m ) 2 D2 1 1 + 2 ′ 3.14 . 3 ′ 18 =0.861 1 1 - 0.5272 工作輪出口氣流周向分速 C 2u = u 2 選取工作輪出口阻塞系數(shù) Z 2 =0.96 =0.861′ 345.5 =297( m s ) 給定葉輪出口氣體比重 g 2 =1.64( Kg m3 ) 葉輪出口氣流徑向分速 C 2g ? C1a =110.6( m s ) 2 葉輪出口葉片寬度 b = Gc pD2g = 2 C2r Z 2 2 3.14 ′ 245 ′ 10-3 ′ 1.64 ′ 110.6 ′ 0.96 葉輪出口氣流速度 C = 2 =15(mm) = =316.9( m s ) 氣流角a =arctg C2r =arctg 110.6 =20 0 C 2u 2 297 選取工作輪摩擦系數(shù) =0.04 a m 2 u 2 葉輪出口氣流溫度 T 2 =T1 +( + - 2 ) 2 2 1005 =353.6(K) 選取葉輪多變功率himp P 2 =0.80 指數(shù) n2 = n2 - 1 k k - 1 T himp P 2 n2 = 1.4 1.4 - 1 ′ 0.80 =2.8 葉輪出口氣體壓力 P 2 =( 2 ) n2 -1 P 1 T1 =1.67′105 (Pa) 2 驗算葉輪出口氣體比重g = P2 Rg T2 = 1.67 ′ 105 286.8 ′ 353.6 c2 馬赫數(shù) M c 2 = =1.65( Kg m3 ) = 316.9 1.4 ′ 286.8 ′ 353.6 =0.841 3.1.3 無葉擴壓器計算 D 選取輪徑比 D3 =1.18 2 無葉擴壓器出口直徑 D =( D3 )D 3 D2 2 =210′ 1.18 =248(mm) 無葉擴壓器出口氣流速度 C =C ( D3 ) 3 2 D2 =316.9′  1 1.18 無葉擴壓器出口氣流溫度 T 3 =T 2 =268.5( m s ) C 2 - C 2 + 2 3 2010 =353.6+ 316.92 - 268.52 2010 =367.7(K) 無葉擴壓器長度 l=( D 3 - D 2 )/2 =(248-210)/2 =19(mm) 1 選取無葉擴壓器多變效率h Dp =0.62 n 指數(shù) 3 = n3 - 1 k k - 1 ′ 0.62 =2.17  T n3 無葉擴壓器出口氣流壓力 P 3 =P 2 ( 3 ) n3 -1 T 3 無葉擴壓器出口氣體比重g = 2 =1.67′ 105 ( 367.7 ) 2.17 353.6 =1.82′ 105 (Pa) P3 Rg T3 = 1.82 ′ 105 286.8 ′ 367.7 =1.73( Kg 選取無葉擴壓器出口寬度 b 3 =18(mm) m3 ) 無葉擴壓器出口氣流徑向分速 C 3r = Gc pD b g 3 3 3 = 2 3.14 ′ 248 ′ 10-3 ′ 18 ′ 10-3 ′ 1.73 氣流周向分速 C 3u = = =255.5( m s ) 3 無葉擴壓器出口氣流角a =arctg C3r  =arctg  82.5  =17.8 0 C3u 255.5 3.1.4 葉片擴壓器計算 選取輪徑比 D4 D2 =1.71 葉片擴壓器出口直徑 D =( D4 ) D 4 D2 2 =1.71′ 210 =359(mm) 葉片擴壓器出口寬度 b 4 =b 3 =18(mm) 選取葉片擴壓器進口氣流沖角 i=4.5 0 3B 3 葉片進口構造角a =a +i=22.30 4 3B 葉片出口氣流角a =a +15 0 選取葉片擴壓器進口堵塞系數(shù)t 3 =0.90 3 選取葉片擴壓器進口流通面積 F D =t 3pD3b3 sin a 3B = 0.9 ′ 3.14 ′ 248 ′10-3 ′ 18 ′10-3 sin 22.30 3 選取葉片擴壓器進口喉部寬度 d =60.2(cm 2 ) = D F 3 ZDb3 =  60.2 ′ 10-4 29 ′ 18 ′ 10-3 選取擴壓器葉片數(shù) Z D =2.9 選取葉片擴壓器進口喉部寬度 d =11.5(mm) 3 = FD 3 2 選取h Dp =0.80 ZDb3 =  60.2 ′ 10-4 29 ′ 18 ′ 10-3 指數(shù) n4 = n4 - 1 k k - 1 h Dp2 =2.8 T 4 =T 3 C 2 - C 2 + 3 4 2010 b D sina T 1 C =C  3 3 3 ( 3 ) n4 -1 4 4 4 3 b D sina 4 T4 兩式聯(lián)立 T 4 =400.1(K) C 4 =115( m s ) T n4 葉片擴壓器出口氣體壓力 P 4 =P 3 ( 4 ) n4 -1 T3 =1.82′( 400.1 ) 2.8 367.7 =2.3′ 105 (Pa) 4 葉片擴壓器出口氣體比重g = P4 Rg T4 = 2.3 ′ 105 286.8 ′ 400.1 =2.0( Kg m3 ) 3.1.5 渦殼計算 選取渦殼氣流速度 C c =60( m s ) C 2 - C 2 渦殼出口氣體溫度 T c = T 4 + 4 c 2010 =400.1+ 1152 - 602 2010 指數(shù) n5 = n5 - 1  k h k - 1 5 p  (h5 p =404.9(K) = 0.64) =2.4 T n5 渦殼出口氣體壓力 P c =P 4 ( c ) n5 -1 T 4 =2.3′ 105 ( 404.9) 2.4 400.1 =2.37′105 (Pa) 比重g = Pc = 2.37 ′ 105 = 2.04( 3 ) R c g Tc  286.8 ′ 404.9 渦殼出口面積 F c = Gc Cc g c = 2 60 ′ 2.04 = 164(cm 2 ) x 壓氣機出口滯止氣流溫度 T* = T C 2 + ?c = 404.9 + c 2010 602 2010  = 406.7(K ) T * k c c 壓氣機出口滯止氣流壓力 P* =P ( c ) k -1 Tc =2.37′ 105 ( 406.7 )3.5 404.9 =2.41′105 (Pa) 3.1.6 校核計算 增壓比p c = Px = P0 2.37 ′ 105 1.01′ 105 k =2.35 x k 等熵壓縮功 L cs =  k - 1 R g T0 (p k -1 - 1) 0.4 =3.5′ 286.8 ′ 293(2.351.4 =813160.5(J)  - 1) 壓頭系數(shù) H c Lcs u = 2 2 = 81316.5 ? 0.68 345.52 壓氣機效率hcs = Hc u + a = 0.68 0.861 + 0.04 = 0.75 經(jīng)校核設計符合要求 3.2 徑流式渦輪的計算 已知 壓縮機等熵壓縮功 L cs =83581.5J 壓縮機等熵效率hcs =0.75 燃氣流量 G T =4.06Kg/s 渦輪前燃氣溫度 t T =813K 渦輪出口氣體壓力 P 2 =0.103Mpa 渦輪增壓器轉(zhuǎn)速 n Tc =n c =31438r/min 3.2.1 渦輪的計算 選取渦輪的等熵效率hTs =0.8  h m =0.95 渦輪增壓器綜合效率hTc =hcs hTs h m =0.57 渦輪的等熵功 L Ts = L cs /hTc = 83581.5 0.57 渦輪的溫降Δts =146634.2(J) = LTS R k g k - 1 = 146634.2 286.8 ′ 3.5 =146(K) 1 k 渦輪的膨脹比p T = (  1 - Δts T * T ) k -1 ) =( 1 1 - 146 406.7  3.5 =4.74 渦輪前氣體壓力 P* =p P  =4.88′105 (Pa) T T 2 選取速度比 x 0 =0.665 0 假想速度 C*= = =542(m/s) 工作輪進口圓周速 u1 = x C =355(m/s) 0 0 * 工作輪進口直徑 D1 = 60u1 pnTC = 60 ′ 355 3.14 ′ 3.438 = 2.6 (mm) 3.2.2 噴嘴的計算 1 選取噴嘴出口氣流角a =18 0 1 選取工作輪進口相對氣流角b =90 0 C1u =C1 cosa1 C1R = C1u tga1 C1 = 三式聯(lián)立求得速度 C1 的周向分布 C1u =355(m/s) 速度 C1 的徑向分布 C1R =92(m/s) 噴嘴出口氣流速度 C1 =352m/s C 2 噴嘴中的等熵功 L n = 1 ( =0.95) 2j 2 噴嘴中溫降Δtn = Ln k R k - 1 g = 68644.9 3.5 ′ 286.8 =68.4(K) 噴嘴出口溫度 T =T * - Δt j 2 1 T n =813-68.4′ 0.952 =751(K) 1 k 噴嘴中的膨脹比p n =( 1 - Δtn T * T ) k -1 =( 1 1 - 68.4 813 )3.5 =1.4 噴嘴出口壓力 P1 *. P = = T p n 4.88 ′105 1.4 =3.49′ 105 (Pa) 1 噴嘴出口比重g = P1 Rg T1 1 噴嘴出口的容積流量 V = G c rc = 4.06 1.6 =2.54( m3 / s ) 1 3 比轉(zhuǎn)速 n s =n Tc V1 2 /( L Ts ) 4 = 1 31438 ′ 2.54 2 3 146634.2 4 =6.67 噴嘴出口通流截面 F n = V1 t C (t n =0.975) n 1 = 2.54 0.975 ′ 352 =74(cm 2 ) 噴嘴葉片高度 l n =F n /pD1 sin a1 = 74 ′ 10-4 3.14 ′ 216 ′ 10-3 sin180 =35(mm) 渦輪葉片進口寬度 b1 = l n + Δl ( Δl =1mm) =36(mm) 噴嘴出口直徑 D n =D1 + Δ D( Δ D=8mm) =224(mm) 噴嘴進口直徑 D 0 =1.37 D1 =296(mm) n n 噴嘴中能量損失Δ l =(1-j 2 )L =(1-0.95 2 )68644.9 =6692.8(J) 3.2.3 工作輪的計算 T 傳動比j =1- Ln LTs =1- 68644.9 146634.2 =0.53 工作輪中的等熵功 L; =jT L Ts =0.53′ 146634.2 工作輪進口相對速度 w1 =77989(J) = C1 sin a1 sin b 輪徑比 d T =0.5 1 = 352 sin180 sin 900 =108.8(m/s) 工作輪出口平均直徑 D 2m = d T D1 =0.5′ 216 =108(mm) 工作輪出口相對速度 w =j 2L + w2 - u 2 (1 - d 2 )(j = 0.9) 2 1 1 1 T =0.9 =244(m/s) 工作輪出口氣體溫度 T 2 =T1 w2 - w2 + u 2 (1 - d 2 ) - 2 1 1 T 2010 =751- 2442 - 108.82 + 3552 (1 - 0.52 ) 2010 2 工作輪出口氣體比重 r = =680(K) P2 Rg T2 = 1.03 ′ 105 286.6 ′ 680 =0.528(Kg/m 3 ) D `` D1 2 D 1 工作輪出口內(nèi)徑 D `` = 2 D ( 2 = 0.175) 1 D1 =0.175′ 216 =38(mm) D ` D ` 2 D 1 工作輪出口外徑 D` = 2 D ( 2 = 0.8) 1 D1 =0.8′ 216 =172(mm) 工作輪出口高度 l 2 D ` + D `` = 2 2 2 = 172 - 38 2 =67(mm) 工作輪出口面積 F = p (D ``2 - D ` 2 ) l2 4 2 2 =220(cm 2 ) t g 工作輪出口氣流軸向分速 C = GT (t =0.99) F 2a l 2 l = l 2 4.06 0.99 ′ 0.528 ′ 0.022 =353(m/s) 2 選取工作輪出口相對速度氣流角b =43 0 工作輪葉片數(shù) Z l =21 工作輪出口平均半徑處周速 u 2m = dT u1 =0.5′ 355 =177.5(m/s) 在平均半徑處 C 2 的周向分速 C 2u =C 2m -w 2 cos b 2 =177.5-244cos43 0 工作輪出口氣流速度 C 2 = =0 =353(m/s) 2 選取工作輪出口氣流角a =90 0 1 工作輪中的損失ΔLl =(f2 w2 - 1) 2 2g =( 1 0.922 - 1 ) 2442 2 ′ 9.8 =5402(J) 余速損失ΔlB C 2 = 2 2g = 3532 2 ′ 9.8 =6230(J) u 輪周效率h =1- ΔLc + ΔLl + ΔLB LTs =1- 6692.8 + 5402 + 6230 146634.2 =0.875 75 ′10-6 2 3 G 輪盤摩擦損失ΔLd = bD1 u1 g 1 g(b = 3) T 3 = 75 ′10-6 ′ ′ 4.06 =7364(J) 漏氣損失效率h =1-1.3 d n 0.2162 ′ 3552 ′ 1.6 ′  9.8 l TY m =0.981 渦輪等熵效率hTs =(h - ΔL'TD )h L u TY Ts =(0.875- 7364 )′ 0.981 146634.2 =0.809(與原估計的相近) 第四章 設計分析及展望 4.1 增壓對柴油機主要參數(shù)的影響 柴油機增壓后，進氣參數(shù)由大氣狀態(tài)變成了壓氣機出口狀態(tài)，引起了一系列熱力參數(shù)的變化，下面就增壓對標定工況下工作過程主要參數(shù)的影響進行討論。 4.1.1 對機械應力有關參數(shù)的影響 新鮮空氣自進氣管進入發(fā)動機汽缸，在進氣門處有一定的壓力損失，使壓縮始壓 P c 低于進氣管壓力 P b 。增壓后，進氣管壓力 P b 由大氣壓力 P a 上升為 壓氣機出口壓力，隨著 P b 的增大，進氣門的壓力降Δ P b =P b -P 0 變化不大，相對壓力降Δ P b /P b 減小，則相對進氣壓力 P 0 /P b 隨著 P b 增加而上升，如圖 4-1 所示。在進氣慣性作用下,甚至 P 0 有可能大于 P b 。對四沖程增壓柴油機，一般 P c / P b =0.85~1.1。 圖 4-1 由于缸內(nèi)壓縮終壓 P c 和始壓 P 0 存在著以下關系： c 0 P = P e n1 (4-1) 式中， 為壓縮比；n 1 為平均壓縮多變指數(shù)。 而最高爆發(fā)壓力 P max =P t l p ，這里l p 為壓力升高率，所以壓縮始壓升高后，最 max p max 高爆發(fā)壓力 P 以的l e n1 倍數(shù)升高。由此可見，增壓后，P 的升高給發(fā)動機的機械負荷帶來較大的增加，所以，增壓后l p 往往要小一些。 4.1.2 對熱應力有關參數(shù)的影響 在無中冷器的情況下，增壓后，發(fā)動機進口溫度為壓氣機出口溫度 T b ，即 T b =T a + Wadb c h  (4-2) P adb 式中，T a 為大氣溫度(K)；W adb 為壓氣機絕熱壓縮功(kJ)；c p 為比定壓比熱容 [kJ/(kg.K)]；hadb 為壓氣機絕熱效率。 如果增壓系統(tǒng)中有中冷器，則發(fā)動機進氣溫度應為中冷器出口的氣體溫度。不難理解，經(jīng)過壓縮機的溫度較大氣溫度高得多。例如，增壓比為 1.6~1.7 的壓 b 氣機，其出口溫度 T 可達到 100 0 C 左右。缸內(nèi)壓縮始溫可用下式計算 0 T = Tb + ΔT + ft Tt 1 + ft  (4-3) 式中，T c 為殘余排氣溫度，由于進氣溫度 T b 較高，發(fā)動機工作過程各特征點的溫度均相應提高，殘余排氣溫度也有所升高；ft 為殘余排氣系數(shù)，增壓后，在有掃氣的情況下，ft 有所下降； Δ T 為新鮮充量進入氣缸后，受缸蓋、缸壁、活 塞頂?shù)仁軣峒募訜?，同時。充量本身動能部分轉(zhuǎn)化為熱能所導致的溫升。一般情況下。增壓四沖程發(fā)動機的Δ T＝5~10 0 C。 綜上所述，增壓后柴油機的壓縮始溫較非增壓的高。缸內(nèi)壓縮終溫可由下式計算 c 0 T = T e n1 -1 (4-4) 最高燃燒溫度 T max 和膨脹終點的溫度 T ex 均可由柴油機熱力計算求出。在發(fā) 動機其他一些特征點溫度都相應提高時，排氣溫度 T t 一般上升，這標志著內(nèi)燃機增壓后熱負荷增大，對發(fā)動機可靠性帶來不利影響。 4.1.3 對動力性有關參數(shù)的影響 增壓后，發(fā)動機進氣壓力由大氣狀態(tài) P a 升高到壓氣機出口壓力 P b ，進氣溫度由 T a 升高到 T b ，進氣密度相應地由 ra 增大到 rb 即 rb = Pb RTb (4-5) 在工作容積 V s 不變的情況下，空氣流量由 q ma 增大到 q ma ?？諝饬髁康脑龃?，在過量空氣系數(shù)fa 變化不大的情況下，可以多噴油，從而使動力性提高。 對高速四沖程增壓柴油機，增壓比p b 在 1.4~2.5 時，平均有效壓力 P mt ＝ 1.0~1.4MPa；當p b ＝2.5~3.4 時，P mt ＝1.4~2.0MPa。 4.2 前景展望 近十年來，廢氣渦輪增壓器的制造和研究工作取得了進一步的發(fā)展，使它成為一門成熟的專門技術，但還在繼續(xù)向前發(fā)展，主要表現(xiàn)的下列幾個方面： 不斷提高渦輪增壓器的增壓比，正在向超高增壓的方向發(fā)展 隨著增壓技術的日益發(fā)展，增壓比越來約高，出現(xiàn)了超高增壓的柴油機。目前研制和實驗的超高增壓系統(tǒng)主要有兩種：補燃超高增壓系統(tǒng)和非補燃的兩極渦輪增壓系統(tǒng)。 不斷完善渦輪增壓器的空氣動力性能，以提高渦輪增壓器的效率 渦輪增壓器的效率對柴油機，特別是對二沖程柴油機的性能有很大影響。而渦輪增壓器的效率又隨著增壓比的顯著提高而有所下降，這主要是因為離心式壓氣機的效率隨著增壓比的增加而降低。渦輪的效率隨膨脹比的增加，一般也是降低的。因此，在不斷提高增壓比的情況下，就必須重視改善渦輪增壓器，特別是離心式壓氣機的空氣動力性能，使壓氣機在高的增壓比時有足夠高的效率。 3．不斷擴大渦輪增壓器的流量范圍，從而擴大與其匹配的柴油機功率范圍隨著增壓比的迅速增加，不但壓氣機的效率有所降低，而且流量范圍也變窄， 因而可匹配的柴油機功率范圍也變小。因此在提高增壓比的同時，應不斷擴大壓 機的廢氣渦輪增壓器設計 車用發(fā)動 氣機的流量范圍。 4．不斷提高渦輪增壓器的工作可靠性和增加使用壽命；控制和減小噪音； 簡化制造工藝，提高生產(chǎn)率，降低成本 今天的渦輪增壓器的結構已經(jīng)相當緊湊、合理、完善，材料性能的提高對渦輪增壓器性能、成本的貢獻是相當大的?？上驳氖墙陙砀咝录夹g材料應用研究進展很快，對增壓器起著非常重要的作用。TiAl 合金作為一種新型的高溫材料， 密度小、高溫強度及抗氧化性好，用于渦輪增壓器可以大幅度降低其轉(zhuǎn)動慣量， 提高其瞬態(tài)響應性。采用高頻率感應快速熔化澆鑄工藝鑄造渦輪葉輪已經(jīng)成功， 采用粉末冶金成型方法也已制成渦輪毛坯。 另外值得注意的是，壓氣機進氣端與濾清器結合，采用靜電濾音、進氣預旋等措施提高濾清效果與拓寬壓氣機流量范圍。 參 考 文 獻 [1] 孫業(yè)保主編 . 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