На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


курсовая работа Расчёт агрегатов наддува дизеля 6ЧН12/12

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 18.07.2012. Сдан: 2011. Страниц: 13. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


МИНИСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ 

государственный морской технический  университет 
 
 
 

Кафедра судовых двигателей внутреннего
сгорания  и дизельных установок  
 
 
 

Курсовая  работа 

расчёт  агрегатов наддува 
дизеля 6ЧН12/12 
 
 
 
 
 
 

                Выполнил  студент 
                группы 2421
                Марков  Александр Сергеевич
                Принял
                Столяров  Андрей Сергеевич 
                 
                 
                 
                 

Санкт-Петербург
2009 

   Содержание.
ВВЕДЕНИЕ
1. Обоснование и  выбор исходных  данных для расчёта  агрегатов наддува
1.1. Мощность  и расход воздуха двигателя 
1.2. Исходные  параметры компрессора
1.3  Выбор  типоразмера турбокомпрессора
1.4. Расчётные  параметры изобарной газовой  турбины Рm = const
2. Проектирование и  расчёт центробежного  компрессора
2.1. Рабочее  колесо компрессора
2.2. Безлопаточный  диффузор
2.3. Лопаточный  диффузор
2.4. Параметры на выходе и общие показатели компрессора
3. Проектирование и  расчёт радиальной  газовой турбины
4.1 Сопловой  аппарат радиальной турбины 
4.2 Рабочее  колесо
4.3 Потери, КПД и мощность радиальной  турбины
4. Впускная и выпускная  системы
   4.1. Впускная  система
4.2. Выпускная  система 

5. Проектирование и  расчёт воздухоохладителя
5.1. Исходные данные расчёта
5.2. Проектировочный расчёт
5.3. Проверочный расчёт
5.4. Гидравлический расчёт
5.5. Итоговые параметры
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Список  используемой литературы
ПРИЛОЖЕНИЕ 
 
 
 
 
 
 

ВВЕДЕНИЕ
     Курсовой проект "Агрегаты наддува  двигателей" является завершающим  этапом в изучении дисциплины "Агрегаты наддува", он выполняется  на YП семестре студентами специальности  "Двигатели внутреннего сгорания" как часть вторая курсовых  проектов по ДВС в течение  YI-X-го семестров. Цель данной  работы закрепление  и углубление  знаний по дисциплинам «Теория  ДВС», «Агрегаты наддува», «Динамика  ДВС», приобретение навыков расчетной  и конструкторской работы, пользования  специальной и справочной литературы, составления отчетной технической  документации.
     Задание на курсовой проект  выдается в YI-ом семестре, в  нем определяются тип двигателя,  его назначение, номинальные мощность  и частота вращения, схемы наддува  и продувки. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Обоснование и  выбор исходных  данных для расчёта  агрегатов наддува
     Проектирование  и расчет агрегатов наддува  начинаются с выбора типоразмера  турбокомпрессора. Базой для этого  является расчет рабочего цикла  двигателя, выполняемый в курсовой  работе YI семестра по ДВС. 
Исходные данные:
Частота Вращения n= 1800 об/мин
Число Цилиндров Двигателя i= 6  
Коэффициент Тактности z= 0,5  
Среднее Эффективное Давление Pe= 1134 кПа
Диаметр Цилиндра D= 0,12 м
Ход Поршня S= 0,12 м
Рабочий Объём цилиндра Vs=(?*D2/4)*S=  0,00136 м3
Мощность  Двигателя Ne=VsnizPe/60= 140 кВт
Коэффициент Наполнения ?h= 0,88  
Коэффициент Продувки ?a= 1,05  
Коэф-т  Избытка Продувочного Воздуха ?k= 0,925  
Суммарный Коэф-т избытка Воздуха aS= 2,1  
Коэффициент избытка воздуха a= 2  
Давление  Наддува перед Д Pk= 218 КПа
Темпереатура  Воздуха перед Д Tk= 330 К
Удельный  Эффект. Расход Топлива ge= 0,224 кг/кВт•ч
Теоретич. Необх. Кол-во воздуха Lo'= 14,33 кг
 
 
1.1. Мощность  и расход воздуха двигателя
     Эффективная  мощность и расход воздуха  двигателя определены в тепловом  расчете. Тем не менее, эти  базовые показатели Д можно  еще раз проверить и уточнить. Мощность двигателя, кВт
 
     Расход  воздуха на номинальном режиме  надо проверить и уточнить  по следующим зависимостям,  кг/с:

плотность воздуха  перед Д:
,
Расход воздуха  в компрессоре в двигателе  с одним турбокомпрессором: Gk=GB=0,262  кг/с. 
 

1.2. Исходные  параметры компрессора
     В  двигателях с одноступенчатым турбонаддувом давление нагнетания за компрессором определяется с учетом сопротивления воздухоохладителя по соотношению, кПа:
,
где согласно ГОСТ в стационарных и судовых ДВС  рекомендуется иметь  кПа.
     Степень  повышения давления в К 
=224/99=2,263, здесь - давление на входе в К;  кПа – сопротивление на входе в К.
 Необходимая  адиабатная работа К находится  по формуле:
,
где   к = 1,4;  R = 287 (или 0,287) – показатель адиабаты и газовая постоянная воздуха, Дж/(кг?К) (кДж / (кг?К).  Для нормальных условий среды обычно  полагают   То = 298 К,  ро = 1 бар. 
     Мощность  компрессора равна, кВт:   ,
 где lак  в кДж/кг,  hк  - к.п.д. компрессора. Примем hк  = 0,8 и - коэффициент напора. 
 

1.3. Выбор  типоразмера турбокомпрессора 

   Для выбора  типоразмера ТК необходимо оценить  наружный диаметр D2 рабочего колеса (РК) компрессора. Для этого по справочникам оцениваем кэффициент напора К hк; его значения охватывают диапазон от 1,1 до 1,5, их можно также уточнить по характеристикам серийных К, иногда приводимых в справочниках, каталогах, статьях. По известной адиабатной работе К lак , Дж/кг, и оцениваемому =1,32 легко определяется окружная скорость U2 на наружном диаметре РК-К, м/с:
Далее приходится задаваться  приведенным коэффициентом  расхода  примем =0,3;
По  и U2  определяем меридиальную (осевую) скорость воздуха на входе в РК:
Оценивая скорость на входе в К Со » 40 м/с, используя уравнения сохранения энергии и политропы, можно определить параметры воздуха на входе в РК: температуру Т1,  К; давление Р1, кПа; плотность g, кг/м2, проходное сечение на входе РК F1, см2:

;
; ,
где можно принимать  То= 299,2 К;   ;  Р = 100 кПа;  1 кПа; показатель политропы на входе в К n1 = 1,37.
Оценивая относительные  диаметры РК - наружный на входе и ступицы, по уравнению неравномерности получим D2 ,  мм

Частота вращения ТК при этом будет равна, об/мин,  D2 в мм:
nтк = 60000
При выборе и учитывают конструктивную схему ТК, т.к. компоновку РК  К и ГТ (консольно или внутри) и подшипников (внутри или снаружи). В первом случае – подшипники внутри, РК  консольно – можно принимать =0,2-0,3 при =0,55-0,7; если подшипники снаружи, обычно имеем = 0,25-0,35 и = 0,58-0,7.  Конструктивно выбор связан  с осевой  шириной РК . При ~ 0,25 оптимальны ~ 0,6-0,67.
Последующие расчеты  как  К, так и ГТ ведутся по найденному значению , округляемому до целых значений. D2=110 мм. 
 
 

1.4. Расчётные  параметры изобарной газовой  турбины Рm = const
     До  расчета ГТ необходимо уточнить  ее параметры, полученные в  ходе теплового расчета Д. 
Прежде всего  оценивается ожидаемый, эффективный, к.п.д.
hт =hhм , где h - внутренний к.п.д., hм - механический к.п.д. (оценивает потери в подшипниках ТК).
По к.п.д. ГТ оценивается  общий к.п.д. ТК
hтк=hтhк     
Оценив  hтк можно определить (уточнить) адиабатную работу ГТ, lат, Дж/кг (lак  в кДж/кг)
отсюда 
где при определении  степени понижения давления в  турбине, pт = Pт / P2, P2 =102 кПа – давление за ГТ;   Pт = 194 кПа – давление на входе ГТ; Gт - расход газов в ГТ; Kт, Rт – показатель адиабаты и газовая постоянная; Тт – температура выхлопных газов, К. Для инженерных  расчетов  полагают  Кт = 1,34;   Rт ~ 287 Дж / (кгК); Тт принимают по результатам теплового расчета.
  Как правило,  Pт и Тт должны укладываться в пределы:
для ЧН  Pт = (0,85-0,95)рк;  Тт = (725-925)К
     Расход  газов в ГТ в первом приближении  Gт ~ Gк , ошибка не более 2-3%, точное значение Gт получаем с учетом расхода топлива по формуле
кг/с.
- температура за ГТ при  адиабатном расширении. В инженерных  расчетах наддувочных ГТ широко  используют функцию  , которая характеризует относительное снижение температуры газов в турбине при адиабатном расширении. Произведение в свою очередь, дает абсолютное понижение температуры в адиабатной турбине, далее его будем обозначать как =105,1.  
 
 

2. Проектирование и  расчёт центробежного  компрессора 

   По окончательно  принятому D2 подсчитывают наружный диаметр РК на входе D1= = и диаметр ступицы Do= . 
 

2.1. Рабочее  колесо компрессора 

   Средний  (по площади проходного сечения  и по кинетической энергии)  диаметр РК на входе
,   
Это позволяет  найти окружную скорость РК на  D1c, м/с.
Примем число  рабочих  лопаток  РК  ZK= 14.
Это позволяет  определить шаг лопаток на входе,  и среднюю абсолютную скорость потока на входе с учетом загромождения, м/с:
  при  
здесь d – толщина лопатки 1,8 мм; t - к-т загромождения потока; с1 – расчетная скорость потока на входе (в одномерной теории принимается осевой и неизменной по радиусу).
Угол потока в относительном движении на среднем  диаметре D1C: - с учетом загромождения , без учета -  .
Аналогичные углы на DO и D1 найдутся так:
на  DO         ;
на  D1          

Углы установки  лопаток РК -bл - отличаются от углов потока на угол атаки, примерно по соотношениям или ; примем
Тогда
     Размеры  горловины межлопаточного канала  на входе проверяют на среднем  диаметре: проходное сечение f1c , см, ширина  горловины a1c , мм, по соотношениям 
;         
где  m1  = 0,9 – к-т, учитывающий процессы в косом срезе (различия в W1, g1 на входе от W1, g1 – в горле).
     Критической  зоной потока по критерию Маха  М является зона, где достигаются наибольшие значения относительной скорости потока. Ее значение с учетом загромождения будет равно, м/с, ,
 критерий  М по W1 равен .
Для стабилизации потока, минимизации потерь необходимо иметь  (0,9-1,0).
     Для  расчета параметров на входе  РК необходимо оценить к-т мощности m      
В элементарной теории для центробежных компрессоров дается связь к.п.д., , m и a в следующем виде:  , где a – к-т трения диска РК-К. Эти соотношения можно использовать для увязки между собой задаваемых в расчете значений , hK и a. Примем  a = 0,03.
     По  заданным и оцененным предварительно  значениям m и a  определяются параметры потока на выходе:
,
,  где    h2 »  0,88 Имея , n2  находим
     По  треугольникам скоростей на выходе  РК определяем скорости и углы  потока по зависимостям
                   
Размеры на выходе РК. Шаг лопаток , мм, ; ширина канала, мм, где к-т загромождения составляет примерно t2 = 0,93.
Окончательно  уточняется к.п.д. и работа, передаваемая рабочим колесом потоку . 
 
 
 

2.2. Безлопаточный  диффузор 

     У  серийных К наружный диаметр  безлопаточного диффузора (БД) обычно  составляет  при =1,2 при отсутствии лопаточного диффузора  (ЛД).   Ширина  БД-осевая – в3 = 4,72мм, постоянная по радиусу. К.П.Д. h3= 0,7.    
Тепловой расчет БД ведется методом последовательных приближений. Задаются примерным значением  плотности воздуха на выходе БД g3 ~ 1,08 g2 = и последовательно находят скорость воздуха с3, м/с, температуру Т3, К, давление P3, кПа и плотность g3, кг/м3 на выходе по формулам
           и .
     g3 не существенно отличается от заданного значения g3. 
 

2.3. Лопаточный  диффузор.
Наружный диаметр  ЛД , осевая ширина                    , площадь , и диаметр горла , на выходе в ЛД:  

Где учитывает изменение и в косом срезе, а - простое число, не равное , - шаг лопаток на диаметре .
Углы потока и углы установки лопаток на входе  в ЛД:
;
То же на выходе ЛД: 

.
Коэффициент загромождения  потока ,
Где - толщина входной кромки;
  – коэффициент,  учитывающий отставание  потока, принимается  в пределах , .
Проверка угла раскрытия диффузора в радиальной плоскости:
  т.е. угол раскрытия  диффузора в радиальной  плоскости оптимален,  в меридиональном  сечении угол раскрытия  диффузора равен  нулю, т.к. . Лопатки ЛД образованы дугами окружностей. Радиус дуги средней линии лопатки определён по соотношению:
,
А радиус окружности центров .
Параметры потока на выходе: 
 

;
.
Поперечное  сечение ,см2, и диаметр горловины , мм, на выходе ЛД будут: 

Где - коэффициент, учитывающий наличие следа за лопатками; коэффициент учитывает отставание потока.
Угол раскрытия  эквивалентного конического диффузора  равен 

Где диффузорность лопаточного диффузора. 
 
 
 
 
 
 

2.3. Параметры  на выходе и общие показатели  компрессора
   Параметры К на выходе:
С5= 0,6 С1 ~ 62,3 м/с;  
          . 

     
     .
       Полную  и  относительную   мощности  К  находим   так: 
 кВт;    
Рассчитанные  параметры на выходе не должны существенно  отличаться от ранее принятых: Рк’= 224 кПа, Тк’= 405,1 К, ?к’ = 1,93 кг/м3, а также
lак = 79,3кДж/кг, ?к = 2,26, к = 1,32 и ?к = 0,8. 
 
 
 

3. Проектирование и  расчёт радиальной  газовой турбины 

   Исходные  данные для проектирования и расчета  РТ выбираются согласно рекомендациям  в предыдущем разделе для Pт = соnst. (расчетные Gт , lат  и другие параметры отличаются от средних значений за цикл).  
 
 
 

3.1. Сопловой  аппарат радиальной турбины 

   Используя конструктивные соотношения по серийным РТ, оценивают и принимают:
наружный диаметр  рабочего колеса DT = 1,05D2 ;
наружный диаметр  соплового аппарата  DO = 1,35DT = 159,2 мм;
внутренний диаметр  СА DC = 1,1DT = 116,6 мм;
число сопловых лопаток ZC = 12. D2 - наружный диаметр РК компрессора. =116,6/106,1 = 1,1.
 Выбирая,  важно обеспечить достаточную  радиальную напряженность СА, она  характеризуется, отношением 
 
     Расчет  скоростей потока в СА (выход)  и на входе в РК проводится  согласно треугольникам скоростей.  Окружная скорость РК на  равна 
.
Окружная компонента абсолютной скорости потока на входе  в РК принимается 
с1u = 0,9UT= 296,0 м/с,
в этом случае окружная и радиальная компоненты абсолютной скорости с  на выходе из СА будут  равны:
 
где ac приходится задавать в пределах ac = 18°. В итоге получаем 

   Для расчета  адиабатного перепада в СА и параметров газа на выходе СА оценивается скоростной коэффициент  jC = 0,93. Отсюда адиабатный перепад в СА будет: Дж/кг.
Далее можно  последовательно рассчитать:
относительное снижение температуры в СА ;  
степень понижения  давления в СА 
далее находят  давление Pс, кПа; температуру Тс, К, и плотность gс, кг/м3 , потока   на  выходе СА:            и .
     В  этих формулах принято:  Кт = 1,34; RT ~ 287 Дж / (кг.К).
     Суммарное  проходное сечение СА fc , см2 , размер горла аc , мм, ширина лопаток СА на выходе вc , мм, определяются по соотношениям: 
;           

Здесь tc - шаг лопаток на  Dcтc = 1,1 – коэффициент, учитывающий влияние на параметры потока  косого  среза и конечной толщины лопатки на выходе.
Толщина выходной кромки сопловой лопатки  dс ~ 0,5.  
 
 
 

3.2. Рабочее  колесо радиальной турбины 

Параметры на входе  в РК определяются методом последовательных приближений с учетом расширения потока в зазоре. Для этого, в первом приближении задаются относительным  изменением плотности газа в зазоре 
, и  принимают  b1 ~ bс =11.
Загромождение потока оценивают по
 t1 = 1 - d1 / t1 ,
где t1 = pDT / Zр - шаг лопаток на входе; Zр - число лопаток РК. Число рабочих лопаток Zp =13, толщину лопатки на входе d1 ~ 1 мм. По этим данным находятся радиальная компонента и абсолютная скорость газа на входе в колесо, м/с
         .
Далее  рассчитывается  теплоперепад  на  участке  от  (Do –DT), т.е. до DT , полагая, что j1 = jс = 0,93 оценивает потери скорости в зазоре (Dc ? DT). Затем рассчитываются Т1, р1 и g1 на входе в РК по формулам:
  ,
g1  не отличается от заданного выше g1 .
 По найденному  значению с1 проверяется критерий Маха
  ,
и вычисляют a 1~ (15-25)°
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.